Franarea Trenurilor. M. STOICA [PDF]

Zitiervorschau

2

Tehnoredactare computerizatã ºi concepþie graficã: Cezar-Octavian Diþã Adrian Vlãdãu Mihai Bedreagã Copyright © Editura ASAB – 2002 Descrierea CIP a Bibliotecii Naþionale STOICA MIHAIL Frânarea trenurilor / Mihail Stoica – Bucureºti: Editura ASAB, 2002 p. 364; cm 16,5 × 23,4 Bibliogr. ISBN 973 - 85643 - 4 - 4

629.4

FRÂNAREA ELECTRICÃ

Ing. MIHAIL STOICA

FRÂNAREA TRENURILOR

Editura ASAB Bucureºti – 2002

3

CUPRINS PREFAÞÃ / 9

Capitolul 1. SISTEME DE FRÂNARE ªI ELEMENTE COMPONENTE / 11 1.1. Clasificarea sistemelor de frânare / 12 1.2. Frâna cu saboþi / 13 1.2.1. Principii de construcþie ºi funcþionare la frâna cu saboþi / 13 1.2.2. Coeficientul de frecare dintre saboþi ºi roatã / 15 1.2.3. Cerinþe privind calitãþile în exploatare ale saboþilor P10 / 19 1.2.4. Influenþa structurii materialului sabotului P10 asupra capacitãþii de frânare / 20 1.2.5. Uzura saboþilor din fontã / 20 1.2.6. Temperaturi ºi tensiuni termice la frâna cu saboþi / 21 1.2.7. Unele cauze ale formãrii uzurii ondulatorii pe suprafaþa de rulare a roþilor / 23 1.2.8. Cauzele formãrii locurilor plane ºi brocurilor / 24 1.2.9. Defecte ale suprafeþei de rulare a roþii / 25 1.3. Frâna cu disc / 27 1.3.1. Principii de construcþie ºi funcþionare la frâna cu disc / 28 1.3.2. Regimul termic al frânei cu disc / 30 1.3.3. Coeficientul de frecare al garniturilor de frecare ºi fenomenul de Aquaplaning / 31 1.3.4. Uzura garniturii de frecare din materiale plastice fãrã azbest ºi a discului de frânã / 32 1.3.5. Limitele de putere ale frânei cu disc / 34 1.3.6. Criterii de verificare a discurilor de frânã / 34 1.3.7. Defecte ale suprafeþei de rulare a roþilor monobloc la frânarea cu discuri / 35 1.4. Frâna electricã / 37 1.4.1. Frâna electricã reostaticã ºi recuperativã / 38 1.4.2. Frânarea combinatã a locomotivei electrice 060 de 5.100 kW / 39 1.4.3. Calculul forþelor de frânare pneumaticã ºi electricã la dispariþia bruscã a forþelor de frânare electrice / 44 1.5. Frâna hidrodinamicã / 46 1.6. Frâne independente faþã de contactul roatã–ºinã / 49 1.6.1. Frâna electromagneticã pe ºinã / 49 1.6.2. Frâna linearã în curenþi turbionari (Foucault) / 51 1.6.3. Variaþia forþei de frânare la frâna electromagneticã pe ºinã ºi la frâna linearã în curenþi turbionari / 52 1.7. Frâna electropneumaticã / 53 Capitolul 2. MECANICA FRÂNEI / 55 2.1. Modul de formare al forþei de frânare / 55 2.2. Contactul roatã–ºinã / 56 2.3. Partea mecanicã a frânei cu saboþi / 60 2.3.1. Timoneria frânei cu saboþi / 60 2.3.2. Construcþia timoneriei de frânã cu saboþi / 60

2.3.3. Caracteristici constructive ale elementelor timoneriei de frânã cu saboþi / 63 2.3.4. Modul de transmitere al forþelor prin timoneria de frânã cu saboþi / 67 2.3.5. Poziþiile de lucru ale elementelor timoneriei / 73 2.3.6. Condiþii de suspendare a elementelor timoneriei / 88 2.3.7. Regulatorul automat de timonerie utilizat la frâna cu saboþi / 92 2.3.8. Influenþa jocurilor din articulaþii ºi a deplasãrilor elastice din timonerie asupra masei frânate / 93 2.3.9. Mobilitatea timoneriilor de frânã cu saboþi / 104 2.3.10. Reglarea timoneriei de frânã de la punctele fixe ale acesteia / 104 2.4. Partea mecanicã a frânei cu disc / 105 2.4.1. Timoneria frânei cu disc. Raportul de amplificare / 105 2.4.2. Cilindrul de frânã utilizat la frâna cu disc / 106 2.4.3. Parametrii frânei cu disc. Calculul general al frânei cu disc / 110

Capitolul 3. FRÂNE CU AER COMPRIMAT ªI APARATE DE COMPLETARE ALE ACESTORA / 115 3.1. Cerinþe generale privind comanda ºi funcþionarea frânelor de cale feratã / 115 3.2. Frâne cu aer comprimat (pneumatice) / 116 3.2.1. Frâna directã (neautomatã) / 116 3.2.2. Frâna indirectã (automatã) / 117 3.2.3. Distribuitorul de aer cu timp propriu de creºtere a presiunii aerului în cilindrul de frânã / 118 3.2.4. Distribuitoare de aer cu acþiune unificatã / 119 3.2.5. Distribuitoare de aer. Viteza undei de frânare / 122 3.2.6. Viteza undei de aer / 125 3.2.7. Viteza de scãdere a presiunii în diferite puncte ale conductei generale / 125 3.2.8. Determinarea momentului de intrare în acþiune a distribuitorului de aer / 126 3.2.9. Influenþa pierderilor de aer în conducta generalã asupra intrãrii în acþiune a distribuitoarelor de aer / 127 3.3. Bazele teoretice ale curgerii aerului prin echipamentele de frânã cu aer comprimat / 127 3.3.1. Egalizarea presiunii aerului în rezervoare / 130 3.3.2. Modele de calcul pentru curgerea aerului prin diferite componente pneumatice din instalaþia de frânã / 132 3.3.2.1. Principalele caracteristici tehnice ale instalaþiilor de frânã / 132 3.3.2.2. Simplificarea modelelor de curgere a aerului prin sistemele pneumatice de frânã / 135 3.3.2.3. Particularizarea legilor de conservare pentru sistemele pneumatice de frânã / 139 3.4. Tipuri de instalaþii de frânã. Aparatele de completare pentru instalaþiile de frânã cu aer comprimat / 146 3.4.1. Tipuri de instalaþii de frânã cu aer comprimat / 146 3.4.2. Echipamente ºi aparate de completare pentru instalaþia de frânã a vagoanelor de marfã moderne. Caracterizarea instalaþiei de frânã proporþionalã cu încãrcãtura. Aparate de completare, pentru instalaþiile de frânã proporþionale cu încãrcãtura, fabricate în anii ’80 / 152 3.4.2.1. Principalele tipuri de distribuitoare de aer / 152 3.4.2.2. Relee de presiune / 152 3.4.2.3. Caracterizarea instalaþiei de frânã proporþionalã cu încãrcãtura.

Aparate de completare a acestei instalaþii aflate pe vagoanele de marfã fabricate în anii ’80 / 154 3.4.3. Aparatele de completare pentru instalaþia de frânã a vagoanelor de cãlãtori / 156 3.4.3.1. Regulatorul presiunii de frânare la cutia de osie / 156 3.4.3.2. Dispozitivul contrablocãrii roþii / 158 3.4.3.3. Relee de presiune / 162 3.4.3.4. Aparatele de completare ale frânei electromagnetice / 164 3.4.4. Producerea aerului comprimat pentru frânele de material rulant. Instalaþii de rãcire ºi uscare a aerului comprimat / 173 3.4.4.1. Echipamentul pentru producerea ºi înmagazinarea aerului comprimat de pe locomotivele diesel electrice / 173 3.4.4.2. Echipamentul pentru producerea ºi înmagazinarea aerului comprimat de pe locomotivele electrice / 174 3.4.4.3. Compresoarele de producere a aerului comprimat / 175 3.4.4.4. Consumul de aer comprimat ºi calitãþile sale / 176 3.4.5. Robinetul mecanicului / 181 3.4.5.1. Generalitãþi / 181 3.4.5.2. Caracteristicile robinetelor perfecþionate / 183 3.4.5.3. Principiul de funcþionare al robinetelor moderne / 186 3.4.5.4. Robinetul mecanicului Knorr D2 / 188 3.4.5.5. Robineþi ai mecanicului dezvoltaþi de firma Knorr Bremse pentru comanda frânei pneumatice, a frânei electrice, frânei electropneumatice ºi a sistemului electropneumatic de întrerupere a frânei de alarmã / 193

Capitolul 4. CARACTERISTICI DE FRÂNARE / 194 4.1. Coeficientul de frânare / 194 4.2. Caracteristica de limitare a forþei de apãsare pe sabot sau pe garnitura de frecare / 197 4.3. Caracteristica de frânare în funcþie de vitezã / 199 4.4. Caracteristica de frânare în funcþie de încãrcãturã la frâna cu saboþi / 201 4.5. Caracteristica de frânare în funcþie de felul trenului / 203 4.6. Masa frânatã. Procentul de masã frânatã / 206 4.6.1. Metoda de calcul a maselor frânate pentru vagoanele de marfã conform fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 1997 ºi din 2002 / 207 4.6.1.1. Conform fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 1997 / 207 4.6.1.2. Conform fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 2002 / 209 4.6.2. Verificarea prin încercãri a maselor frânate / 209 4.6.2.1. Conform fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 1997 / 209 4.6.2.2. Conform fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 2002 / 210 4.6.3. Încercãrile dinamice / 210 4.6.3.1. Cazul încercãrii unui vehicul izolat / 211 4.6.3.1.1. Conform fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 1997 / 211 4.6.3.1.2. Conform fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 2002 (anexele F1 ºi F2) / 216 4.6.3.2. Cazul încercãrii trenului / 217 4.6.3.3. Cazul unui vagon echipat cu o altã frânã decât cea cu saboþi din fontã P10 / 218 4.6.4. Variaþia performanþelor de frânã în funcþie de lungimea trenului / 218 4.6.5. Procentul de masã frânatã / 223

4.7. Drumul de frânare / 226 4.7.1. Generalitãþi / 226 4.7.2. Metodologii de determinare a drumului de frânare / 227 4.7.2.1. Metoda teoreticã de determinare a drumului de frânare la utilizarea unui singur sistem de frânã de bazã cu aer comprimat / 228 4.7.2.2. Metode experimentale de determinare a drumului de frânare / 249 4.8. Exemple de calcul pentru frâna vehiculelor feroviare / 252 4.8.1. Calculul frânei cu disc pentru vagonul furgon pe boghiuri destinat transportului automobilelor, având viteza maximã de 160 km/h / 252 4.8.2. Calculul frânei cu saboþi din fontã tip P10 pentru vagoane de marfã cu ºi fãrã timonerie clasicã / 283 4.8.3. Exemple de calcul al frânei vagoanelor de marfã cu saboþi din materiale compozite tip K / 287 4.8.3.1. Calculul frânei vagonului de marfã pe 4 osii pentru circulaþia în regimul S echipat cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura ºi timonerie centralã / 287 4.8.3.2. Calculul frânei vagonului de marfã pe 4 osii pentru circulaþia în regimul SS echipat cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura ºi timonerie centralã / 288

Capitolul 5. DINAMICA FRÂNÃRII TRENURILOR / 289 5.1. Aspecte generale referitoare la dinamica frânãrii trenurilor / 289 5.2. Valoarea ºi caracterul forþelor longitudinale din tren / 291 5.3. Clasificarea forþelor longitudinale din tren statice, cvasi-statice ºi dinamice / 292 5.4. Fazele frânãrii ºi importanþa lor / 293 5.5. Analiza parametrilor care influenþeazã forþele longitudinale din tren / 295 5.5.1. Parametrii referitori la compunerea trenului / 296 5.5.2. Parametrii aparatelor de tamponare-legare / 297 5.5.3. Parametrii legaþi de partea mecano-pneumaticã a instalaþiilor de frânã / 299 5.5.4. Influenþa regimului de frânare / 299 5.5.5. Influenþa procentului de frânare / 300 5.5.6. Influenþa dispozitivului de golire întârziatã a conductei generale de aer / 301 5.5.7. Influenþa coeficientului de frecare sabot–roatã / 308 5.6. Metode de calcul pentru forþele longitudinale din trenuri / 309 5.6.1. Sinteza principalelor metode de calcul / 309 5.6.2. Verificãri experimentale ale metodelor de calcul / 316 5.6.3. Reglementãri existente referitoare la tonajul ºi vitezele sporite ale trenurilor de marfã / 318 5.6.4. Caracterizarea forþelor longitudinale în timpul frânãrii trenurilor de marfã sau de manevrã împinse / 319 5.6.5. Stabilitatea în cale a vehiculelor frânate în tren / 319 5.6.6. Solicitarea cãii de cãtre componentele transversale ale forþei longitudinale de compresie / 321 Capitolul 6. FRÂNAREA TRENURILOR LA VITEZE MARI / 322 6.1. Generalitãþi / 322 6.2. Condiþii tehnice ºi încercãri pentru instalaþiile contrablocãrii roþilor pe domeniul vitezelor mai mari de 200 km/h / 323

6.2.1. Condiþii tehnice ale instalaþiilor contra blocãrii roþilor / 323 6.2.2. Încercãri pentru verificarea condiþiilor tehnice ale instalaþiilor contra blocãrii roþilor / 324 6.3. Evaluarea frânãrii trenurilor de marfã ºi de cãlãtori care circulã cu viteze de pânã la 200 km/h / 325 6.3.1. Generalitãþi / 325 6.3.2. Limitele metodei actuale de evaluare a frânei trenurilor de marfã ºi cãlãtori care circulã pe domeniul de vitezã de 120 ÷ 200 km/h / 326 6.3.3. Propuneri pentru îmbunãtãþirea metodei de evaluare a frânei vagoanelor de marfã ºi cãlãtori care circulã cu viteze situate în domeniul de viteze de 120 ÷ 160 km/h / 330 6.3.4. Propuneri pentru îmbunãtãþirea metodei de evaluare a frânei vagoanelor de marfã ºi cãlãtori care circulã cu viteze situate în domeniul 160 ÷ 200 km/h / 332 6.3.4.1. Metode de evaluare a frânãrii trenurilor de marfã ºi cãlãtori care circulã în domeniul de vitezã 160 ÷ 200 km/h. Diagrama de variaþie S = f (l, v) pentru vitezele de 180 km/h ºi 200 km/h / 322 6.3.4.1.1. Scurt istoric al metodelor de evaluare a frânãrii. Diagrama de variaþie S = f (l, v) / 322 6.3.4.1.2. Metodã de completare a anexei 6 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 3-a, cu caracteristicile de vitezã de 180 ºi 200 km/h / 334 6.4. Evaluarea frânãrii trenurilor de cãlãtori care circulã cu viteze situate în domeniul 200 ÷ 300 km/h / 344 6.4.1. Consideraþii generale / 344 6.4.2. Definirea puterii de frânare / 345 6.4.3. Puterea de frânare exprimatã în funcþie de drumurile de frânare obþinute cu ajutorul tehnicii de semnalizare / 348 6.4.4. Puterea minimã de frânare recomandatã / 348 6.4.5. Drumurile de frânare ºi deceleraþiile medii care trebuie respectate la circulaþia trenurilor pe liniile de mare vitezã / 349

Capitolul 7. CONDIÞII PENTRU FRÂNAREA TRENURILOR DE MARFÃ PE PANTELE MARI / 351 7.1. Generalitãþi / 351 7.2. Metode pentru reducerea regimului termic al roþilor monobloc frânate pe pante mari / 351 7.2.1. Modificarea caracteristicii releului de presiune de la instalaþia de frânã proporþionalã cu încãrcãtura, releu cunoscut sub numele de “Knickventil” / 351 7.2.2. Metoda creºterii procentelor de masã frânatã pentru stabilirea vitezelor admise la frânarea pe pantele mari a trenurilor de marfã / 353 7.2.2.1. Calculul coeficientului de evaluare “f” a pantei mari ºi condiþii de aplicare a coeficientului / 353 7.2.2.2. Utilizarea formulei de calcul a coeficientului “f” /353 7.2.2.3. Metode de frânare a trenurilor de marfã pe pante mari / 355 7.2.2.4. Aplicarea metodei de creºtere a procentelor de masã pentru stabilirea vitezelor admise la frânarea pe pante mari a trenurilor de marfã / 358 7.2.3. Modificarea caracteristicilor robinetelor mecanice ºi a distribuitoarelor de aer / 361 BIBLIOGRAFIE / 362

FRÂNAREA ELECTRICÃ

9

PREFAÞÃ Frânarea vehiculelor feroviare s-a dezvoltat odatã cu creºterea tonajelor ºi vitezelor de circulaþie ale trenurilor. Datã fiind importanþa frânãrii în transportul feroviar rezultatele cercetãrilor teoretice ºi experimentale nu se introduc în practicã decât dupã o îndelungatã experimentare ºi verificare. De aceea, multe din rezultatele cercetãrilor apar cu întârziere în lucrãrile de specialitate ºi sunt, în general, cunoscute de un numãr restrâns de specialiºti. În consecinþã, elaborarea acestei cãrþi în care se trateazã pe de o parte problemele esenþiale ale frânãrii vehiculelor feroviare ºi pe de altã parte probleme de interes pentru exploatarea ºi repararea elementelor frânei a devenit necesarã. Principiile de construcþie ºi funcþionare la frâna cu saboþi ºi cu disc sunt dezvoltate într-o formã generalizatã, care permite determinarea coeficienþilor de frecare ºi regimul termic în zonele de contact roatã–sabot sau disc de frânã–garniturã de frecare. S-au introdus noile cunoºtinþe legate de cauzele defectelor de roþi, a formãrii locurilor plane ºi brocurilor. S-au dezvoltat aspectele generale legate de frâna: electricã, hidrodinamicã, electromagneticã pe ºinã, în curenþi turbionari, electropneumaticã ºi pneumaticã. În capitolul de mecanicã a frânei s-au prezentat în detaliu aspectele de formare a forþelor de frânare, aderenþã ºi de transmitere a forþelor prin timoneria frânelor. În capitolul de pneumaticã a frânei s-au caracterizat principalele caracteristici ale distribuitoarelor de aer, bazele teoretice ale curgerii aerului prin echipamentele de aer comprimat ºi principiile de funcþionare a diferitelor elemente de frânã. S-a dat o atenþie deosebitã determinãrii performanþelor de frânare a vehiculelor feroviare fiind prezentate ºi exemple de calcul ale acestora. Problema dinamicii frânãrii trenului a fost abordatã în lucrare prin referiri speciale la trenurile de marfã. Sper ca publicarea cãrþii sã contribuie la dezvoltarea ºcolii de frânare a vehiculelor feroviare. Ing. Mihail STOICA

Capitolul 1 u

SISTEME DE FRÂNARE ªI ELEMENTE COMPONENTE

În timpul deplasãrii sale pe calea feratã, asupra unui tren acþioneazã urmãtoarele forþe: – forþa de tracþiune dezvoltatã de vehiculul motor; – forþele rezistente ale tuturor vehiculelor care compun trenul; – forþele de frânare. Forþele de frânare sunt forþele exterioare care acþioneazã asupra roþilor trenului, în sensul invers miºcãrii, ºi se obþin cu ajutorul unor sisteme sau instalaþii speciale de frânare, montate pe vehiculele trenului, care permit transformarea în lucru mecanic rezistent a energiei cinetice înmagazinatã în masa trenului. Cele mai uzuale sisteme de frânare sunt: a) pentru vehiculele motoare, automotoare, rame electrice: frâna pneumaticã automatã, frâna electropneumaticã, frâna de mânã, frâna de þintuire, frâna electrodinamicã, frâna hidrodinamicã, frâna cu patine magnetice (în contact sau nu cu ºina); b) pentru vehicule remorcate: frâna pneumaticã automatã, frâna electropneumaticã, frâna de mânã, frâna de þintuire, frâna cu patine magnetice (în contact sau nu cu ºina). Sistemele de frânare de bazã sunt acelea care utilizeazã în regim automat aerul comprimat ca agent de execuþie, cunoscute sub numele de frâne pneumatice automate, comanda putând fi pneumaticã sau electricã. La aceste sisteme elementul de frecare poate fi sabotul din fontã sau din material compozit aplicat pe roatã ori garnitura de frecare aplicatã pe discul de frânã. Sistemul de frânare de bazã asigurã realizarea sigurã a unui drum de frânare încadrat în cel mai mic interval dintre douã semnale de cale feratã, începând cu o anumitã vitezã de circulaþie. În funcþie de necesitãþi, sistemele de frânare suplimentare transformã energia cineticã a trenului în lucru mecanic de frânare având eficacitate ºi rentabilitate îndeosebi în domeniul vitezelor mari. Cele mai utilizate sisteme de frânare suplimentarã sunt frânarea electricã ºi cea cu patine magnetice.

În domeniul vitezelor mari ºi foarte mari, chiar dacã ar acþiona simultan toate sistemele de frânare ale vehiculului nu pot realiza fizic drumurile de frânare limitã tradiþionale de 1.000 m, 1.200 m, 1.400 m sau 1.600 m. De aceea s-a dezvoltat conceptul de realizare a drumurilor de frânare cu ajutorul tehnicii de semnalizare. Satisfacerea criteriului de bazã impus unui sistem de frânã feroviar, de realizare a unui drum de frânare limitã este deosebit de important dar este la fel de importantã ºi studierea forþelor care acþioneazã asupra materialului rulant în timpul frânãrii. Se înþelege de la sine cã la un tren care stã pe loc, frânarea nu poate provoca nici un fel de reacþiuni în aparatele de legare ºi tamponare. Numai la un tren în miºcare, care dispune de o anumitã rezervã de energie cineticã, pot apare, în timpul frânãrii forþe care acþioneazã asupra acestuia.

Instalaþia de frânã cuprinde ansamblul de aparate ºi dispozitive montate pe materialul rulant de cale feratã cu ajutorul cãrora se reduce viteza sau se opreºte trenul. Tipurile de instalaþii de frânã utilizate pânã în prezent pe materialul rulant la majoritatea administraþiilor de cale feratã pot fi clasificate dupã mai multe criterii, dintre care amintim: a) Dupã modul de realizare al forþei de frânare: – frâna cu saboþi, la care forþa de frânare se realizeazã prin frecarea produsã între saboþi ºi suprafaþa de rulare a roþilor; – frâna cu disc, unde forþa de frânare se realizeazã prin frecarea produsã între garniturile de frecare ºi discul de frânã; – frâna electricã, la care, în timpul frânãrii, motoarele electrice de tracþiune cu minime modificãri în schema electricã, trec în regim de generatoare, care debiteazã fie pe rezistenþe, fie în linia de contact; – frâna hidraulicã, la care forþa de frânare se realizeazã prin utilizarea transformatorului hidraulic ca organ de frânare; – frâna magneticã, la care forþa de frânare se realizeazã cu ºi fãrã frecarea produsã între patina magneticã fixatã pe vehicul ºi suprafaþa superioarã a ciupercii ºinei. b) Dupã felul agentului de comandã ºi de producere a frânãrii: – frâna de mânã, unde agentul de comandã pentru producerea frânãrii este forþa muscularã a omului, exercitatã asupra unei manivele; – frâna de vid, la care agentul de comandã a frânãrii de-a lungul trenului este aerul rarefiat (vidul), frânarea vehiculului realizându-se prin presiune atmosfericã;

– frâna cu aer comprimat, în care agentul de comandã a frânãrii de-a lungul trenului este aerul comprimat, frânarea vehiculului se realizeazã cu ajutorul aerului comprimat; – frâna electropneumaticã, la care forþa de frânare se realizeazã cu ajutorul aerului comprimat, iar admisia sau evacuarea aerului din cilindrii de frânã este comandatã de ventile electromagnetice. c) Dupã gradul de automatizare a procesului de frânare: – frâne neautomate, care nu se autoactiveazã în caz de pericol; – frâne automate, care intrã în acþiune automat în caz de pericol (de exemplu, la ruperea trenului sau la tragerea oricãrui semnal de alarmã din tren). d) Dupã tipul regimurilor de funcþionare la care se folosesc: – frâne pentru regim marfã, notate prescurtat cu literele M sau G; – frâne pentru regim persoane, notate prescurtat cu litera P; – frâne pentru regim rapid, notate prescurtat cu litera R; – frâne pentru regim foarte rapid, notate prescurtat cu literele: R + Mg; R + Mg – ep – D; P + R + Mg; P + R + Mg – ep – D etc. în care: Mg – frânã electromagneticã; D – frânã cu disc; ep – frânã electropneumaticã.

Frâna cu saboþi este cea mai folositã la materialul rulant. Roata este solicitatã pe de o parte de forþele necesare conducerii vehiculului ºi pe de altã parte de forþele de frânare. Pentru cea de a doua categorie de solicitare a fost necesarã stabilirea limitelor de temperaturã ºi de uzurã.

La frânele automate cu saboþi (figura 1) forþa “F”, care se manifestã la tija pistonului cilindrului de frânã 3, este amplificatã de elementele timoneriei de frânã 4, 6 ºi 7, iar saboþii de frânã 1 apasã pe suprafaþa de rulare a roþilor 2. Când apãsarea sabotului pe roatã este urmarea acþiunii forþei mus-

culare a omului asupra manivelei 8 ºi transmiterea acestei forþe multiplicatã de elementele de legãturã 9, 10, 11 ºi 12 la saboþi, instalaþia de frânã este de tip manual.

Figura 1 – Frânã cu saboþi acþionatã cu aer comprimat ºi manual.

La vagoanele de marfã pe 2 ºi 4 osii se foloseºte în cazul regimului de circulaþie S numai un cilindru de frânã pe vagon, dacã nu se cer condiþii de montare nefavorabile. Pe vagoanele de marfã care circulã în regimul de circulaþie SS se monteazã adesea un cilindru de frânã cu douã camere. Pentru unele vagoane de cãlãtori ºi locomotive care au gabarit limitat se utilizeazã unitãþi de frânare (figura 2) cu saboþi din fontã sau material plastic.

Figura 2 – Schema unitãþii de frânare cu saboþi: 1 – piston; 2 – pârghie amplificatoare; 3 – regulator automat de timonerie; 4 – sabot de frânã; 5 – atârnãtor; 6 – roatã; 7 – cadru boghiu.

În literatura de specialitate se poate gãsi o analizã detaliatã a coeficienþilor de frecare utilizaþi în domeniul feroviar [1]. Coeficientul de frecare µ, definit de relaþia (1) se poate folosi numai când contactul dintre roatã ºi sabot este considerat punctiform ºi în situaþia suspendãrii sabotului ca în figura 3. F (1) m= T FN în care: FT este componenta tangenþialã a forþei produse la contactul dintre cele douã suprafeþe care alunecã relativ una faþã de cealaltã ºi FN componenta normalã la aceste suprafeþe. În cazul frânei cu saboþi este utilizatã o altã definire a coeficientului de frecare dintre roatã ºi sabot conform cu relaþia (2) F (2) ms = T PS în care: FT este forþa de frecare tangenþialã la roatã; PS este forþa de apãsare pe sabot. În cazul efectuãrii unor mãsurãtori de frânare pe standuri sau pe vehicule în parcurs, în scopul testãrii acestora înaintea introducerii în serviciu, pentru determinarea coeficientului de frecare µse se poate folosi relaþia (3) F (3) m se = V PS în care: µse este coeficientul de frecare sabot–roatã determinat experimental; FV este forþa care acþioneazã în atârnãtorul portsabotului; PS este forþa care apasã pe sabotul de frânã, mãsurabilã prin diverse procedee, cel mai rãspândit fiind cel tensiometric. În figura 3 sunt reprezentate forþele care acþioneazã asupra roþii frânate cu saboþi, iar notaþiile utilizate au urmãtoarea semnificaþie: b – unghiul dintre orizontalã ºi direcþia normalei la suprafaþa de contact roatã–sabot; a – distanþa dintre centrul articulaþiei atârnãtorului portsabotului ºi tangenta la suprafaþa de contact; r – raza roþii frânatã cu saboþi. Cele trei relaþii prezentate mai sus, pentru diferite valori ale rapora tului conduc la valori diferite ale coeficientului de frecare, care sunt r prezentate comparativ în figura 4.

Figura 3 – Forþele pe roatã frânatã cu sabot.

Figura 4 – Dependenþa diferiþilor coeficienþi a de frecare de raportul ºi µ. r

Figura 5 – Coeficientul de frecare µs pentru saboþi din fontã dupã Karwazki ca funcþie de viteza v ºi presiunea specificã p.

Pentru sabotul din fontã, se poate constata cã atât viteza la care se efectueazã frânarea, cât ºi presiunile specifice “p” care apar între sabot ºi roatã, au o mare influenþã (figurile 5 ºi 6) asupra coeficientului de frecare.

Figura 6.

În practica feroviarã este important sã se cunoascã cu ajutorul unor formule simple valoarea coeficienþilor de frecare (µs sau µse) ºi curba de variaþie a acestora în funcþie de factorii care îi influenþeazã. Literatura de specialitate [1, 2, 3] prezintã numeroase formule empirice pentru determinarea coeficientului de frecare, dintre care cea mai importantã este relaþia lui Karwazki [24], prezentatã mai jos: 1 + 0,01 V 1 + 0,0056 p (4) m s = 0,6 × 1 + 0,05 V 1 + 0,0280 p unde: V este viteza instantanee [km/h]; p este presiunea specificã [N/cm2]. În calculele de dinamica frânãrii, pentru determinarea valorii coeficientului de frânare µs, în cazul saboþilor din fontã P10, la SNCFR este utilizatã relaþia (5), aplicabilã în cazul vitezei de început de frânare de maxim 30 km/h ºi forþe de apãsare Ps £ 30 kN: 16 , Ps + 100 V + 100 (5) m s = 0,55 × 32 , Ps + 100 52 , V + 100 ºi m s = 07 ,

2,4 Ps + 100 V + 100 × 9,2 Ps + 100 4 V + 100

(6)

care se utilizeazã când viteza de circulaþie V este mai mare de 30 km/h ºi forþa de apãsare pe saboþi de pânã la 30 kN. În cazul în care viteza instantanee nu depãºeºte 140 km/h SNCFR mai utilizeazã ºi relaþia (7): 160 Ps + 100 V + 100 (7) m s = 0,6 × 800 Ps + 100 5 V + 100

Relaþia (7) este aplicabilã saboþilor din fontã tip P6 ºi cu lungimi mai mari de 370 mm; pentru lungimi mai mici de 370 mm precizia acestuia scade. Formulele de calcul prezentate mai sus nu iau în considerare influenþa temperaturii roþilor ºi saboþilor asupra coeficientului de frecare µs sau µse. În figura 6 valorile diferite ale coeficienþilor de frecare µse pot fi explicaþi prin valorile diferite ale temperaturilor pe care saboþii ºi roþile le-au avut în timpul încercãrilor de frânare de la vitezele de 50 km/h, respectiv 120 km/h. Dacã este luatã în considerare ºi temperatura “q” a sabotului ºi roþii în timpul procesului de frânare, atunci coeficientul µs, conform [1], [5] ºi [6] se poate determina cu relaþia (8): 1 + 0,01 V 1 + 0,01 p 1 + 0,001 q (8) m s = 0,53 × × 1 + 0,03 V 1 + 0,03 p 1 + 0,004 q în care viteza V [km/h], presiunea specificã p [N/cm2] ºi temperatura q [°K]. Încercãrile experimentale au arãtat cã în timpul procesului de frânare, variaþiile valorii coeficientului de frecare momentan dintre sabot ºi roatã sunt de 10-20% faþã de valoarea de început de frânare. În cazul utilizãrii saboþilor de frânã din material plastic coeficientul de frecare are o dependenþã redusã faþã de viteza de circulaþie, dupã cum rezultã din figura 7. Principalul avantaj al utilizãrii saboþilor din material plastic rezultã din faptul cã valoarea coeficientului de frecare este mai mare decât cea obiºnuitã la frânarea cu saboþi de fontã, deci se pot construi timonerii de frânã mai uºoare.

Figura 7 – Coeficientul de frânare µs pentru saboþi din plastic mãsurat la încercãri cu diferite viteze V de început al frânãrii.

Dar sunt prezente ºi dezavantaje, dintre care se pot aminti: – uzura suprafeþei de rulare a roþii este mai mare (în unele cazuri dublã) comparativ cu utilizarea sabotului din fontã; – în mediu umed, valoarea coeficientului de frecare scade cu cca 30% datã de valoarea avutã în mediul uscat; – are loc o lustruire a suprafeþelor de rulare ale roþilor conducând la înrãutãþirea contactului roatã–ºinã; – datoritã conductibilitãþii termice reduse a acestui tip de saboþi, se produc tensiuni termice foarte mari în roatã, producând pericolul apariþiei crãpãturilor termice în roatã. Începând cu anul 2000 sunt admiºi în traficul internaþional saboþii din materiale compozite (plastic) tip K cu un coeficient mediu de frecare de 0,35. La subpunctul 4.8.3 sunt prezentate calculele de frânã a douã tipuri de vagoane de marfã noi echipate cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura ºi saboþi tip K. Saboþii tip K nu se recomandã a fi utilizaþi la vagoanele de marfã existente, deoarece necesitã modificãri ale instalaþiei de frânã. Sunt în curs de cercetãri în cadrul UIC ºi ERRI pentru realizarea unor saboþi din materiale compozite tip L–L care sã poatã înlocui direct saboþii din fontã. Au mai fost studiaþi saboþi de frânã din materiale sinterizate (pe bazã de pulberi metalice), care prezintã un coeficient de frecare cu o variaþie asemãnãtoare celui prezentat în figura 7, eliminând dezavantajele semnalate în cazul saboþilor din material plastic. Dar, datoritã costurilor ridicate de producþie în raport cu uzura (cu timpul de funcþionare) el nu poate înlocui în prezent saboþii din fontã.

Aprecierea calitãþilor saboþilor în exploatare se face pe baza urmãtoarelor criterii: – stabilitatea drumurilor de frânare; – uzura specificã cât mai micã; – capacitatea de încãrcare termicã cât mai mare; – sensibilitate la rupere cât mai micã; – tendinþã scãzutã la formarea scânteilor. Rezolvarea acestora s-a studiat în cadrul colectivelor ERRI–UIC ºi s-au finalizat prin fiºa UIC 832. Saboþii de frânã folosiþi la SNCFR sunt fabricaþi în conformitate cu prevederile fiºei UIC 832 ºi cu cerinþele suplimentare conþinute în caietul de sarcini elaborat de SNCFR. Defectele admise saboþilor înainte de montare pe vagon sunt cuprin-

se în actele normative de mai sus, iar cele care pot apare în timpul exploatãrii sunt reglementate de instrucþiunile de serviciu de la SNCFR.

În timpul frânãrii vehiculului feroviar, au loc procese complicate între roatã ºi sabot, temperatura atingând în unele puncte valori de 800-900° C, chiar mai mult. Aceste temperaturi apar însã într-un strat extrem de subþire. Unele componente ale materialului sabotului se topesc, ºi în timpul rãcirii se pot transforma, conducând chiar la durificãri locale. În cazul unui sabot din oþel sau al unui sabot de fontã nealiatã, capacitatea de frânare ar fi foarte scãzutã, deoarece suprafaþa de frecare martensiticã a sabotului ar aluneca pe suprafaþa de rulare a roþii, problemã valabilã însã numai pânã la apariþia solicitãrilor termice, când ca urmare a acestora structura se modificã. Pentru saboþii P10 s-au stabilit urmãtoarele: l La temperaturile care apar în timpul frânãrii se produce urmãtoarea transformare metalograficã: fosfura de eutectic existentã la graniþa celulelor eutectice se topeºte ºi curge în jurul granulelor austenitice din suprafaþa rugoasã ºi brutã a sabotului. Aceasta permite un contact dintre roatã ºi sabot pe o suprafaþã mare, deci dezvoltarea unei frecãri corespunzãtoare. l Influenþa conþinutului de fosfor al fontei din care este confecþionat sabotul este importantã, dar nu trebuie ignoratã influenþa celorlalte elemente componente ºi a structurii metalografice asupra drumului de frânare ºi a uzurii. l Dimensiunile granulelor eutectice, precum ºi repartizarea reþelei de fosfurã care înconjoarã celulele au ºi ele un rol important, ca ºi forma, dimensiunea ºi repartizarea structurii grafitice, precum ºi cantitatea de grafit eliminatã în timpul cristalizãrii grafitice. l Elementele chimice existente în componenþa materialului sabotului influenþeazã diferit cristalizarea. De exemplu, creºterea conþinutului de mangan favorizeazã cristalizarea cementiticã, iar creºterea conþinutului de siliciu pe cea grafiticã.

Uzura saboþilor depinde atât de puterea de frânare, cât ºi de materialul sabotului.

Pe baza încercãrilor de determinare a variaþiei coeficientului de frecare s-au putut elabora formule de calcul al uzurii saboþilor din fontã. Având în vedere cã la noi în þarã sunt standardizaþi saboþii din fontã fosforoasã tip P10 ºi P14 relaþiile (9) ºi (10) redau modul de calcul al uzurii saboþilor: – pentru sabotul tip P10: WP10 = 0,58 × 10 -9 × Q1, 2 × V02 ,9 × p 0,3 × As0, 2 × Aes-0, 4

(9)

pentru sabotul tip P14: WP14 = 0,94 × 10 -12 × Q1, 4 × V03,8 × p 0, 4 × As0, 4 × Aes-0,8

(10)

în care: W – uzura sabotului [g]; Q – sarcina pe roatã [kg]; V0 – viteza iniþialã de frânare [m/s]; p – presiunea specificã a sabotului pe roatã [N/m2]; As – suprafaþa de contact geometricã a sabotului cu roata [m2]; Aes – suprafaþa de contact efectivã a sabotului cu roata [m2].

a) Tipuri de frânãri luate în considerare pentru calculul temperaturilor ºi tensiunilor termice În literatura de specialitate pot fi gãsite formule cu ajutorul cãrora sã se determine temperaturile ºi tensiunile termice apãrute în timpul frânãrii [1]. Acestea permit calculul fluxurilor de cãldurã în roatã ºi sabot ºi a temperaturilor acestora în funcþie de tipul materialului, fiind luate în considerare frânarea de duratã ºi cea de oprire. În cazul frânãrii de duratã, utilizatã la coborârea pe pante, puterea de frânare P este constantã, iar temperaturile dintre saboþi ºi roþi devin staþionare. O parte din puterea de frânare se regãseºte sub formã de cãldurã atât în sabot, cât ºi în roatã, ºi o altã parte este cedatã în exterior prin convecþie, conform relaþiei: dq P = mc + aADq dt în care: m – reprezintã masa partenerilor de frecare [kg]; c – cãldura specificã [J/kg °K]; a – coeficientul de transfer al cãldurii [W/m2 °K];

A – suprafaþa de cedare a cãldurii [m2]; Dq – temperatura [°K]. Considerând situaþia iniþialã când temperatura q = 0° K, dependenþa diferenþei de temperaturã Dq ºi a puterii de frânare P de timpul de frânare t este redatã în figura 8. Din aceasta rezultã cã dupã un anumit timp de frânare de duratã, puterea de frânare intratã în sistem este cedatã integral mediului ambiant, prin convecþie. În cazul frânãrii de oprire temperatura în partenerii de frecare nu se mai repartizeazã uniform. Datoritã timpului scurt în care se produce frânarea apar diferenþe mari de temperaturã pe direcþia perpendicularã suprafeþei de frecare, iar schimbul de cãldurã realizat prin convecþie se poate neglija.

Figura 8 – Variaþia temperaturii q în corpul roþii mãsuratã la cca 10 mm de suprafaþa de rulare în timpul t al frânei de duratã.

Temperaturile maxime mãsurate dupã frânãrile de duratã pe pante lungi în vecinãtatea suprafeþelor de rulare sunt de cca 350° C, iar la saboþi de cca 800-900° C (la cca 10 mm de suprafaþa de rulare a roþii). Dupã frânãrile de oprire, de exemplu, la viteza de 100 km/h temperaturile roþilor ºi saboþilor, mãsurate la cca 10 mm de suprafeþele de contact, sunt de cca 100° C ºi, respectiv, cca 200° C. b. Modificarea tensiunilor interne din roþile monobloc dupã frânare Dupã Osuch ºi Kunnes [7] frânãrile, în special cele de duratã, produc transformarea tensiunilor de compresiune instalate iniþial în roatã, în tensiuni de întindere, care pot conduce în unele cazuri chiar la distrugerea roþii. Dimensiunile critice ale fisurilor în obada roþilor de cale feratã Cauza cea mai importantã de deteriorare a roþilor monobloc o constituie aºa-numita fisurã la cald de pe suprafaþa de rulare. Fisurile la cald sunt consecinþa unei încãlziri locale prin sabotul de frânã în timpul pro-

cesului de frânare ºi a unei rãciri ulterioare prin contactul roatã–ºinã. Numai câteva fisuri la cald pot evolua pânã la mãrimea periculoasã. Condiþiile cele mai favorabile pentru evoluþia fisurii existã în afara suprafeþei de contact roatã–ºinã ºi roatã–sabot de frânare, deoarece fisurile care se produc pe aceste locuri nu se pot elimina nici prin rulare, nici prin uzurã. Evoluþia mãrimilor fisurilor se produce ca urmare a modificãrilor de tensiuni apãrute datoritã variaþiei termice. Dupã atingerea adâncimii critice a fisurilor, fisura de obosealã se transformã brusc într-o rupturã forþatã, care conduce la distrugerea roþii vehiculului de cale feratã, fiind cauzatã de tensiunile interne de întindere din coroana roþii care acþioneazã vertical pe suprafaþa fisurii. Modificãrile tensiunilor interne de frânare Tensiunile interne în roþile de cale feratã apar încã din timpul ultimei faze de producþie, adicã în timpul rãcirii roþii. În exploatarea zilnicã, în timpul frânãrilor, apar local în obada roþilor mari cantitãþi de cãldurã. Zonele încãlzite ale obadei roþii se dilatã ºi produc tensiuni de întindere în direcþia radialã în discul roþii, care prezintã o temperaturã mai redusã. Dacã aceste tensiuni depãºesc limitele de curgere apar deformaþii plastice, care produc în obada roþii dupã rãcirea sa, tensiunile interne, periferice, de întindere. Aceastã situaþie, deºi este descrisã simplificat, poate conduce la nivele de tensiune ºi repartizãri ale tensiunii foarte complexe deoarece configuraþia zonei de tensiune internã este influenþatã de mulþi factori, printre care: repartizarea iniþialã a tensiunilor interne, intervalul de temperaturã în timpul frânãrii, geometria roþii (rezistenþa discului roþii), starea sabotului de frânã, poziþia acestuia faþã de suprafaþa de rulare, geometria contactului roatã–ºinã ºi condiþiile atmosferice.

În cazul unei comportãri normale la uzurã a partenerilor de frecare în timpul frânãrii, aceasta se manifestã în principal la sabot, de pe suprafaþa de rulare a roþii desprinzându-se foarte puþin material. Sunt cazuri în exploatare când în timpul frânãrii sabotul nu se uzeazã corespunzãtor unei comportãri normale (cu mai mult decât roata). În acest caz se desprinde aproape exclusiv materialul din roatã, care se depune stratificat ºi neuniform pe sabotul de frânã. Aceste depuneri produc în timpul frânãrii o uzurã ondulatorie a suprafeþei de rulare, caracterizatã prin rizuri circulare.

Cauzele formãrii uzurii ondulatorii pe suprafaþa de rulare a roþilor sunt explicate de mulþi cercetãtori. Von Eberhard Pahl analizeazã detaliat fenomenul în cazul utilizãrii saboþilor de frânã din fonte tip P6 (care nu se mai utilizeazã la SNCFR) [8]. Pânã în prezent în literatura de specialitate nu au apãrut lucrãri referitoare la uzura ondulatorie a suprafeþelor de rulare ale roþilor în cazul frânãrii cu saboþi din fontã fosforoasã tip P10, deoarece nu sunt de aºteptat asemenea defecte, dacã se respectã îndeosebi structura metalograficã prevãzutã în actele normative. La sabotul de frânã P10 zona de feritã, dupã atacul cu nital ºi grosiment 50 x, trebuie sã fie mai micã de 0,3 mm ºi de maximum 0,5 mm. Concluzionând, sabotul de frânã cu structurã predominant feriticã favorizeazã transferul de material din roatã ºi implicit uzura ondulatorie pe suprafaþa de rulare a acesteia.

Cauzele care conduc la formarea locurilor plane ºi a brocurilor pe suprafaþa de rulare a roþilor vehiculelor feroviare, sunt în general cunoscute, ele fãcând obiectul unor studii ºi cercetãri ale multor specialiºti din diferite þãri. Formarea locurilor plane la roþi este una din consecinþele funcþionãrii defectuoase a frânelor. Locurile plane pe suprafeþele de rulare ale roþilor apar ori de câte ori la frânare sau la plecarea trenului, roata patineazã pe ºine, în loc sã se rostogoleascã. Atâta timp cât forþa de frânare este mai micã decât forþa de aderenþã dintre roatã ºi ºinã, nu existã pericolul blocãrii roþilor. Schimbarea raportului dintre cele douã forþe conduce la blocarea roþilor ºi la formarea locului plan. În momentul blocãrii, roata patineazã pe ºine, aderenþa roatã–ºinã este înlocuitã de o frecare de alunecare oþel pe oþel, cu un coeficient de frecare mai mic decât cel dintre sabot ºi roatã. În timpul alunecãrii se formeazã un fel de margine a locului plan, care se sudeazã de roatã sub forma brocului. În funcþie de mãrime ºi de felul cum frâna intrã mai repede sau mai târziu în acþiune brocul poate fi eliminat de sabot sau poate creºte, formând pe suprafaþa de rulare a roþii o crustã, lungimea crustei având valori între 50 ºi 300 mm. Brocurile se mai pot forma în urma unor frânãri prelungite, când se ating temperaturi apropiate de punctul de topire al fontei pe suprafaþa de contact sabot–roatã, materialul sabotului putându-se suda pe roatã. În mod normal, locurile plane ºi brocurile nu se produc dacã forþa de frânare este mai micã decât forþa de aderenþã, indiferent de viteza de la care se începe frânarea.

Cauzele principale ale blocãrii roþilor sunt urmãtoarele: – scãderea coeficientului de aderenþã datoritã stãrii ºinelor (polei, mâzgã, unsori etc.); – greºeli de proiectare a instalaþiei de frânã; – defecþiuni ale instalaþiei de frânã la partea mecanicã (schimbãtorul de frânã gol-încãrcat nu comutã corespunzãtor, timoneria de frânã nu este unsã având ca efect întârzierea comenzii de slãbire, timonerie neechilibratã având ca efect o apãsare neuniformã a saboþilor pe roþi, reglare greºitã a timoneriei, resoarte slabe de rechemare a timoneriei); – nerespectarea regulilor de manipulare a frânelor automate ºi de mânã, a celor de întreþinere, de revizuire ºi de reparaþii ale instalaþiilor de frânã ºi de probã a frânelor automate în trenuri; – defecþiuni ale instalaþiei de frânã la partea pneumaticã (presiuni în cilindrii de frânã mai mari decât cele instrucþionale, pierderi de aer prea mari care nu permit transmiterea la urma trenului a comenzilor mecanicului, timpi de slãbire lungi la cilindrii de frânã); – pornirea trenului înainte de slãbirea frânelor concomitent cu folosirea ºocului de alimentare. Aceasta are drept consecinþã supraalimentarea conductei generale de aer, supraîncãrcarea camerei de comandã A, menþinându-se astfel o presiune de aer în cilindrul de frânã pânã în momentul eliminãrii supraalimentãrii conductei generale (în cazul când distribuitoarele de aer dispun de astfel de calitãþi); – pornirea trenului cu frânele strânse sau incomplet slãbite; în acest caz frecarea dintre saboþi ºi roatã este mai mare decât aderenþa roatã–ºinã mai ales când ºina este umedã sau unsã; – pornirea trenului cu smucituri care are ca efect descãrcarea unor roþi, forþa de aderenþã a roþilor descãrcate fiind micºoratã, efectul patinãrii în acest caz se concretizeazã prin locuri plane mai mici decât cele provocate la frânare; – filtre de aer sau saci colectori necurãþaþi care au ca efect slãbirea defectuoasã a frânelor deoarece aerul este împiedicat sã pãtrundã în distribuitorul de aer; – frânarea prelungitã care conduce la imposibilitatea eliminãrii cãldurii rezultate din contactul sabot–roatã; în consecinþã se ating pe suprafaþa de contact sabot–roatã temperaturi apropiate de punctul de topire al fontei, materialul sabotului putându-se suda pe roatã formând astfel brocuri.

În timpul frânãrii cu saboþi pot apare diferite defecte ale suprafeþei de rulare a bandajului roþii sau a roþii monobloc [9], [10] adicã: exfolieri,

durificãri termice, fisuri datorate unor cauze termice, desprinderi de bucãþi de material, ºanþuri de gripare ºi deplasãri de material, porþiuni aplatisate ºi adaos de material prin sudare. Exfolierile sunt defecte care apar nu numai pe suprafaþa de rulare a bandajelor sau roþilor monobloc ale vehiculelor feroviare ci adeseori ºi la alte organe de maºini, cum sunt: rulmenþi, roþi dinþate, roþi de rulare la macarale etc., deci în cazurile în care are loc o rostogolire între douã piese. Datoritã rostogolirii, în zona de contact dintre bandajul roþii ºi ºinã se produc deplasãri alternative de material (s-ar putea vorbi ºi de o dislocare a materialului). În funcþie de valoarea raportului dintre diametrul cercului de rulare ºi sarcina pe osie ºi în funcþie de lãþimea portantã, zona de contact este diferitã. La o sarcinã egalã, o roatã micã ºi îngustã prezintã o tendinþã mai mare spre exfolieri decât o roatã cu diametru mare ºi lãþime mare. Fenomenul producerii de mici deplasãri alternative de material se poate pune în evidenþã cu ajutorul unei roþi masive de cauciuc, supusã acþiunii unei sarcini care provoacã o deformare prin lãþirea lateralã a materialului, în formã de umflãturã. Dupã o funcþionare destul de scurtã, aici apar ruperi de material, care sunt comparabile cu exfolierile ce se produc la bandajele roþilor de cale feratã. Analizând roþi care prezintã defecte prin exfoliere se constatã lipsa totalã a zonelor influenþate de cãldurã, în unele cazuri putând fi observatã doar o ecruisare cu granule alungite. Fisurile situate sub suprafaþa de rulare ºi paralele cu ea, în majoritatea cazurilor apar numai dupã prelucrarea profilului. Durificãrile termice sunt provocate de solicitãrile anormale din exploatare ca: rotirea cu alunecare a roþilor, blocarea parþialã a roþilor la frânare sau frânarea de lungã duratã concomitentã cu tracþiunea. Datoritã alunecãrii dintre roatã ºi ºinã sau datoritã frânãrii cu saboþi, prin frecare, se transmite cãldurã bandajului sau roþii în locurile de contact. Local, temperaturile se pot ridica pânã la 900° C, dar scad imediat prin disipare în interiorul materialului ºi în ºina cu care vine în contact, viteza de rãcire fiind mai mare decât circa 250° C/s. Viteza de rãcire este mãritã ºi de influenþele atmosferice ca: temperaturi coborâte, ploaie ºi zãpadã. Acest proces de încãlzire-rãcire se poate repeta de mai multe ori (dupã fiecare rotaþie completã a roþii sau dupã o repetare a cauzei de defect) astfel încât alãturi de o structurã martensiticã se formeazã ºi o structurã de revenire. Grosimea zonei influenþatã termic poate avea valori de la câteva zecimi de milimetru, pânã la 5 mm. Mai frecvent, se întâlnesc durificãri termice în formã de segment, dupã ce au avut loc blocãri ale roþii, în zona de patinare pe ºinã. Tot în zona de durificare, mai pot apare fisuri datorate solicitãrilor termice. Refu-

lãrile de material pe suprafaþa roþii apar ca urmare a unor solicitãri termice anormale din exploatare. Materialul din zona încãlzitã relativ repede are tendinþa de a se dilata, dar este împiedicat de materialul din interior, mai rece, fiind astfel refulat în mod forþat. Aceste refulãri repetate care se suprapun tensiunilor existente în roatã, provenite de la montarea bandajului pe roatã, provoacã o creºtere a tensiunii în zonele influenþate de cãldurã, putându-se depãºi rezistenþa la rupere a oþelului din care este confecþionat bandajul, apãrând fisurile termice. La suprafaþa limitã dintre zona durificatã ºi zona neinfluenþatã a materialului, fisurile ce apar din cauze termice evolueazã în timpul rulãrii ºi au ca efect smulgeri de material. Pe lângã aceastã smulgere sau desprindere de bucãþi mãrunte, este posibil sã se desprindã porþiuni întregi întãrite, ca urmare a solicitãrii alternative din timpul rulãrii roþii; în locurile din care s-au desprins astfel de bucãþi rãmân adâncituri pe suprafaþa de rulare, care poartã denumirea de “defect de desprindere de material”. Când se folosesc saboþi de frânã a cãror duritate depãºeºte valoarea prescrisã, pe suprafaþa de rulare se formeazã ºanþuri de gripare. Totodatã, se poate produce ºi durificarea termicã datoritã cãldurii de frecare. În funcþie de viteza vehiculului, de sarcina pe osie ºi de forþa de frânare, uzura bandajului se modificã. Astfel, în locul prafului fin de material desprins prin abraziune ºi care, de regulã, este împrãºtiat de vânt, în condiþii extreme de mers se poate forma un aglomerat din particulele de abraziune, care se depun între sabotul de frânã ºi suprafaþa de rulare. Fisurile datorate cauzelor termice ºi desprinderile de bucãþi de material, apar adeseori simultan cu porþiunile aplatisate ºi adãugirile de material prin sudare, deoarece aceste defecte sunt declanºate de cauze similare. Roata blocatã total sau parþial prin strângerea frânelor, sub acþiunea frecãrii puternice în zona de contact dintre suprafaþa de rulare ºi ºinã, capãtã o porþiune aplatisatã. Materialul bandajului, încãlzit într-un loc aplatizat la temperaturi înalte, suferã o strivire în spatele suprafeþei de alunecare, iar la încetarea frânãrii sau la rotirea prin impulsuri a roþii, materialul strivit suferã o îmbinare prin sudare cu restul materialului bandajului sau roþii monobloc, apãrând deplasãri de material sub formã de plãcuþe subþiri sau sub formã de ridicãturi ºi solzi.

Frâna cu disc a fost introdusã mai întâi la vagoanele de cãlãtori de vitezã sporitã ºi apoi la vagoanele destinate traficului suburban ºi de marfã, care circulã cu viteze mai mari de 120 km/h, din urmãtoarele cauze:

– puterea limitã de frânare la frâna cu saboþi a fost depãºitã, în special la viteze mari; – întreþinerea frânei cu disc este mai ieftinã; – confortul cãlãtoriei cu trenuri dotate cu frâna cu disc este mai mare; – prezintã o variaþie micã a coeficientului de frecare faþã de vitezã ºi presiune specificã; – forþele de apãsare sunt mai mici comparativ cu cele utilizate la frâna cu saboþi ºi în consecinþã se pot utiliza cilindri de frânã mai mici ºi timonerii mai simple.

Discurile de frânã pot fi montate pe corpul osiei sau pe roatã. Cele care se monteazã pe osie au discul de frânã compus din douã pãrþi: discul propriu-zis 1 (figura 9) care este plin sau secþionat în mai multe bucãþi, ºi butucul de oþel 2. Discul este prevãzut la interior cu elemente de prindere de butuc. Pãrþile laterale sunt pline ºi unite între ele prin nervurile de rãcire radiale. Ansamblul disc–butuc se fixeazã pe osie prin presare la rece respectându-se aceleaºi reguli tehnologice aplicate la presarea roþilor pe osie. Un exemplu de ansamblu frânã cu disc montatã pe roatã este ilustrat în figura 10. La noile variante de discuri de frânã nervurile de rãcire radiale au fost înlocuite prin nervuri rotunde sau ovale, randamentul ventilaþiei putând fi redus la aproximativ o treime fãrã ca efectul de rãcire sã se înrãutãþeascã. La trenurile de viteze mari (TGV, ICE), se utilizeazã discuri de frânã neaerisite, deoarece frâna cu disc este solicitatã complet numai în cazuri rare.

Figura 9 – Variante constructive ale discului de frânã montat pe osie: 1 – disc propriu-zis; 2 – butuc.

Figura 10 – Disc de frânã montat pe roatã: 1 – roatã; 2 – disc propriu-zis.

Discurile de frânã montate pe roatã (figura 10) sunt de regulã asamblate de corpul roþii prin ºuruburi. Discurile de frânã propriu-zise nu sunt legate rigid între ele ºi de aceea apar deformaþii elastice ºi termice mari. Puterea de frânare a frânei cu disc montatã pe roatã este de cca 20% mai redusã decât aceea a unui disc de frânã montat pe osie. O mãrime importantã pentru calculul frânei cu disc este raza medie de frecare rm (figura 12), în care, garnitura de frecare are suprafaþa AB, centrul de greutate în punctul S, raza medie de frecare rm ºi punctul de aplicaþie al forþei Pd caracterizat de raza “a”. Adoptând un coeficient de frecare µd constant se poate deduce raza medie de frecare rm din ecuaþia de momente (11): Pd =

ò p d AB

AB

rm × Pd = òr p d AB

(11)

AB

Pentru a obþine o uzurã constantã a garniturii, trebuie ca punctul de aplicaþie al forþei Pd sã fie caracterizat de raza “a”. Prin aceastã deplasare a punctului de aplicaþie se evitã viteze de alunecare radiale mari.

Figura 11 – Ansamblul frânei cu disc montat pe osie: 1 – disc de frânã montat pe osie; 2 – cilindru de frânã; 3 – levieri de frânã; 4 – port garniturã de frecare; 5 – barã de conexiune; 6 – garniturã de frecare; 7 – atârnãtor frânã.

Figura 12 – Garniturã de frecare.

Pentru frâna cu discuri se poate calcula sau mãsura temperatura suprafeþei de frecare cu o precizie destul de ridicatã. În cazul frânãrilor de oprire literatura de specialitate indicã diverse formule de calcul a temperaturilor, una dintre acestea fiind ecuaþia (12) de mai jos. m Vn1, 5 a 0, 5 4 (12) q max = f s ( t ) × As 3 2 prl c în care: fs(t) – factor de repartiþie a cantitãþii de cãldurã între disc ºi garnitura de frecare; r – greutate specificã [kg/m3]; l – procentul de greutate frânatã [%]; c – cãldura specificã [J/kg/°K]; V0 – viteza iniþialã [km/h]; a – deceleraþia [m/s2]; m – masa [kg]; As – suprafaþa de contact disc–garniturã [m2]. Factorul f (t) ia în consideraþie repartiþia fluxurilor de cãldurã între discul de frânã ºi garnitura de frecare. Pentru garniturile de frecare din materiale plastice, factorul f (t) are o valoare de cca 0,95. La frânãrile de duratã temperatura de echilibru q ¥ depinde de coeficientul termic de transfer al cãldurii a ºi prin aceasta de turaþia ºi geometria discului de frânã. P Figura 13 ilustreazã variaþia coeficientului termic a = de qa × As transfer al cãldurii în funcþie de turaþia discului de frânã. Semnificaþia factorilor P ºi qa este datã la pct. 1.2.6. La frânãrile de oprire datoritã timpului scurt în care se produce frânarea apar în discul de frânã diferenþe mari de temperaturã pe direcþia perpendicularã suprafeþei de frecare ºi drept consecinþã pot apare pentru anumite decelaraþii mai mari de 1,2 m/s2 fisuri termice.

Figura 13 – Variaþia coeficientului termic de transfer al cãldurii µs funcþie de turaþia discului de frânã n.

De regulã în exploatare se utilizeazã garnituri de frecare din material plastic al cãror coeficient de frecare are în medie valoarea 0,35, care este mult mai mare decât valoarea obþinutã în cazul utilizãrii sabotului din fontã. În consecinþã, pentru cazul momentelor de frânare egale, rezultã cã pentru frâna cu disc instalaþia de frânã este mai uºoarã. În figura 14 a ºi 14 b sunt prezentate variaþiile coeficientului de frecare al garniturilor de frecare din materiale plastice fãrã azbest, în raport cu viteza v, presiunea specificã p ºi temperatura. Dispersia coeficientului de frecare al garniturii este mult mai redusã comparativ cu cel al sabotului din fontã. Este importantã influenþa umezelii asupra coeficientului de frecare. În timpul încercãrilor, la stropirea puternicã cu apã a garniturii de frecare, valoarea coeficientului de frecare se apropie de zero. În consecinþã coeficientul de frecare trebuie sã se încadreze în domeniul UIC, fiºa 541-3, aºa cum rezultã din figura 14 a. Fenomenul prin care coeficientul de frecare dintre garnitura de frecare, îndeosebi cea organicã ºi disc scade spre valoarea zero, sub influenþa apei provenitã de regulã ca urmare a zãpezilor viscolite, poartã denumirea de Aquaplaning. În cadrul simpozionului organizat de Institutul European de Cercetãri Feroviare (ERRI) ºi Uniunea Internaþionalã a Cãilor Ferate (UIC) din 25 martie 1997 de la Utrecht – Olanda specialiºtii firmei germane “Becorit” au explicat natura chimicã ºi fizicã a fenomenului de Aquaplaning. În urma procesului de frânare stratul rezultat cu grosimea “d” (vezi figura 14 c) depinde de puterea de frânare, iar compoziþia chimicã a acestuia de încãrcarea termicã a ansamblului garniturã de frecare-disc de frânã. Deci stratul “d” defineºte efectul de frecare la frânare caracterizat prin variaþia vitezei de frecare dintre disc ºi garniturã în funcþie de mãrimea stratului. În prezenþa apei, între moleculele din stratul de frecare cu un înalt conþinut de carbon se manifestã forþe de interacþiune molecularã cunoscute sub numele de Wan der Walls. Ele sunt de naturã electricã: nucleele moleculelor de carbon ºi electronii moleculelor de apã se atrag ca ºi nucleele moleculelor de apã ºi electronii moleculelor de carbon. Pe mãsura creºterii cantitãþii de apã stratul dintre disc ºi garniturã se fluidizeazã ºi astfel vâscozitatea acestuia se apropie de cea a apei ºi, aºa cum rezultã din figura 14 d, cu consecinþa scãderii vâscozitãþii spre zero. Garniturile de frecare din materiale sintetizate sunt mai puþin sensibile la umezealã, dar solicitã termic mai mult discul de frânã ºi au un preþ de cost ridicat.

În figurile 14 a ºi b sunt prezentate curbele de variaþie ale coeficientului de frecare µd în funcþie de vitezã pentru trei valori ale presiunii specifice p (20 N/cm2, 40 N/cm2, 55 N/cm2) ºi respectiv în funcþie de temperatura q, în cazul frânãrii cu garnituri de frecare din material plastic fãrã azbest. În figura 14 b curba de variaþie µd = f (q) este datã de formula Cordess [15]. În figura 14 b, zona haºuratã corespunde domeniului tolerat de UIC. Dispersia coeficientului de frecare este mult mai redusã pentru garnitura din material plastic faþã de sabotul din fontã.

a) Uzura garniturii de frecare Uzura garniturii de frecare depinde de numeroºi factori, dintre care amintim: – presiunea de apãsare pe disc; – viteza de circulaþie; – temperatura de funcþionare; – rugozitatea discului; – tipul garniturii ºi repartiþia materialelor în corpul acesteia; – starea de îmbãtrânire ºi solicitarea precedentã. Mãrimea uzurii se poate determina aproximativ cu formula de calcul (13) sau mai precis prin încercãri pe standuri sau vehicule. Wg = K AB × m 4 × V06 × a 2 × AB-1 × As-2

Figura 14 a – Variaþia coeficientului de frecare al garniturilor de frecare µd din materiale plastice în raport cu viteza v ºi presiunea specificã p.

(13)

Figura 14 b – Coeficientul de frecare µd în funcþie de temperaturã pentru garnituri din materiale plastice.

Figura 14 c.

Figura 14 d – Variaþia vâscozitãþii în funcþie de viteza de frecare.

unde: KAB este o constantã având valoarea 0,20...0,44·10–26 ºi se mãsoarã în g·s10/kg4m2; a este deceleraþia de frânare [m/s2]; V0 este viteza de început de frânare [km/h]; AB are semnificaþia coeficientului As din figura 9; As are semnificaþia coeficientului Aes din formula 9. Uzura discului de frânã, ca ºi a garniturii de frecare depinde de mulþi factori, dintre care cel mai important este tipul garniturii de frecare. Uzura discului de frânã din fontã cenuºie este de 0,004 ÷ 0,02 µm la un transfer specific de energie de 1 MJ la 1 m2 de suprafaþã. În mediu umed aceastã uzurã creºte cu 50%.

La garniturile de frecare din materiale plastice fãrã azbest limitele de putere se calculeazã þinând cont cã presiunile specifice nu depãºesc 5,5 daN/cm2 ºi cã uzura creºte progresiv începând de la cca 350° C, materialul se sfãrâmã la 400° C, iar la cca 500° C existã pericolul aprinderii. Limitele de putere ale discului de frânã se determinã în primul rând pentru cazul frânãrilor de oprire, deoarece în acest caz pot apare în disc tensiuni termice mari care sã ducã la oboseala materialului ºi la fisuri termice. Aprecierea duratei de viaþã a unui disc de frânã se face pe baza curbelor de obosealã care sunt redate în figura 15.

Figura 15 – Curbele de obosealã ale discului de frânã reprezentate prin variaþia tensiunii termice în raport cu numãrul frânãrilor de oprire N.

La discurile de frânã cu care este echipatã osia montatã, cu ocazia reparaþiilor planificate ºi a reviziilor efectuate în exploatare se verificã urmãtoarele:

a) grosimea discului de frânã; b) limita de uzurã pentru o faþã a discului de frânã este de 7 mm. La ieºirea din reparaþii, grosimea discului trebuie sã fie de cel puþin 96 mm, iar în exploatare, în zona de contact garnitura de frecare–disc de frânã, se admit suplimentar uzuri de 1,5 mm pe fiecare faþã a discului; c) aspectul suprafeþei de frecare, din punctul de vedere al fisurilor, crãpãturilor ºi rizurilor: – pe fiecare suprafaþã de frecare a discului de frânã se admit cel mult douã fisuri pe o suprafaþã de 50 cm2, cu lungimea de cel mult 50 mm fiecare; – sã nu existe crãpãturi pe suprafaþa discului de frânã; – sã nu existe crãpãturi pe suprafaþa butucului discului de frânã; – existenþa rizurilor circulare pe suprafaþa de frecare; se admite cel mult un riz circular, pe fiecare suprafaþã a discului cu lãþimea de 5 mm ºi adâncimea de 1 mm; d) existenþa tuturor elementelor de asigurare a discului de frânã pe butuc; e) uzura suprafeþei discului de frânã în zona de frecare a garniturii. Valoarea acesteia la ieºirea din reparaþii nu trebuie sã depãºeascã 1,5 mm. Pentru valori mai mari, discul de frânã se strunjeºte. Dupã efectuarea reparaþiilor planificate, în timpul exploatãrii, se mai admite suplimentar 1 mm pe ansamblul discului de frânã. La strunjire, se recomandã o rugozitate mai bunã de 6,3 mm. Fiecare suprafaþã a discului poate fi strunjitã independent, pânã la semnul de uzurã.

Prin înlocuirea frânei cu saboþi cu cea cu disc, deºi s-a rezolvat descãrcarea termicã a roþii, nu s-au putut elimina defectele suprafeþei de rulare. Aceste defecte, descrise pe larg în [11] ºi [12] se manifestã pe de-o parte ca exfolieri, ce apar dupã o perioadã scurtã de exploatare, ºi pe de altã parte, ca uzuri neuniforme ale suprafeþei de rulare. Exfolierile care apar pe suprafaþa de rulare pot fi provocate de formarea lentilelor de martensitã, de solicitãrile mecanice la care este supus profilul de rulare sau de funcþionare defectuoasã a dispozitivelor antipatinare în timpul frânãrii. Exfolierile datorate formãrii lentilelor de martensitã apar de regulã la roþi noi sau prelucrate, fiind provocate de alunecãrile de scurtã duratã a roþii pe ºinã. În comparaþie cu cele provocate de funcþionarea defectuoasã a antipatinatoarelor (antiblocatoarelor), în acest caz, exfolierile sunt

concentrate pe un domeniu limitat al volumului roþii, de regulã manifestându-se doar pe o roatã a osiei montate. Atât din punct de vedere al volumului exfolierilor, cât ºi al densitãþii acestora în exploatare nu este nevoie sã li se acorde o atenþie deosebitã. Rezultatele investigaþiilor efectuate asupra acestui tip de exfolieri au evidenþiat lipsa modificãrilor de structurã a materialului roþii. Astfel, în prima fazã vizibilã de defect, apar deplasãri de material asemãnãtoare fisurilor care sunt dispuse pe un domeniu limitat al circumferinþei roþii. Numãrul acestor deplasãri de material pot varia pe suprafaþa de rulare a roþii ºi sunt situate de la cca 40-50 mm la cca 70-80 mm de partea frontalã a buzei roþii. Din examinãri minuþioase de defect efectuate pe un numãr important de osii rezultã cã în timp ce la roata 1 apãreau pe circumferinþa roþii exfolieri considerabile, la roata 2 ale aceleiaºi osii nu apãrea nici o urmã de defect. Locuri plane ºi fisuri cu aparenþã de exfolieri datorate funcþionãrii defectuoase a antipatinatorilor (antiblocatorilor). La frânare, în cazul blocãrii roþii, aceasta freacã pe ºinã. În urma frecãrii rezultã o încãlzire ºi o uzurã localã a roþii prezentând pe suprafaþa sa de rulare locul plan cu striuri longitudinale. Mãrimea ºi aspectul acestor striuri diferã sau nu pe cele douã roþi ale aceleiaºi osii în funcþie de repartiþia sarcinii pe roatã ºi de starea ºinei în momentul patinãrii. De regulã, dacã locul plan este mic se eliminã prin ecruisare ºi efectul abraziv al rulãrii. Din contrã, dacã locul plan este important ºi nu s-a eliminat prin reprofilarea roþii în timpul rulãrii, pot apãrea fisuri adânci în zona afectatã termic la patinare. Aceste fisuri evolueazã sub acþiunea solicitãrilor dinamice din timpul rulãrii care la rândul lor se amplificã datoritã modificãrii geometriei suprafeþei de rulare. Aceste fisuri au aparenþa unor exfolieri diferenþiindu-se de acestea sub douã aspecte: – pe suprafaþa de rulare fisurile provoacã formarea de lamele metalice. Dupã desprindere, acestea formeazã cavitãþi pe suprafaþa de rulare numai în zona locului plan; – pe suprafaþa de rulare aceste fisuri formeazã cu verticala la suprafaþa de rulare unghiuri mai puþin deschise în comparaþie cu acelea ale fisurilor de exfoliere. Ipoteze pentru mecanismul de formare al exfolierilor Având în vedere cele de mai sus rezultã cã defectele tipice pe suprafaþa de rulare a roþilor frânate cu discuri sunt exfolierile. Acestea de cele mai multe ori, se datoreazã formãrii lentilelor de martensitã în urma solicitãrilor mecanice.

Ca urmare a lipsei influenþei frecãrii sabotului pe roatã coeficientul de aderenþã roatã–ºinã scade. Astfel, creºte posibilitatea ca la acþiunea forþelor orizontale alunecãrile transversale dintre roatã ºi ºinã sã creascã. Aceastã creºtere de alunecãri transversale pot avea urmãri diferite: – dacã în momentul alunecãrii transversale apare o forþã tangenþialã la contactul roatã–ºinã, de exemplu prin frânare, atunci datoritã aderenþei scãzute existã ºi posibilitatea producerii alunecãrilor longitudinale. Alunecarea longitudinalã anuleazã alunecarea transversalã pe fondul îngreunãrii condiþiilor de continuare a alunecãrii longitudinale. Consecinþa acestor alunecãri este formarea lentilelor de martensitã, apoi formarea fisurilor în zonele martensitice, care pot creºte în timpul solicitãrilor normale de rulare pânã la formarea de exfolieri; – dacã materialul roþii este neomogen, ca urmare a alunecãrilor se pot forma separaþii de material în apropierea suprafeþei de rulare. Acestea se extind spre suprafaþa de rulare prin deplasãri de material asemãnãtoare fisurilor, iar apoi prin rulare se produce creºterea fisurilor pânã la exfolieri; – dacã alunecãrile transversale sunt mai mari, provoacã uzuri neuniforme ale suprafeþelor de rulare ºi presãri de material (în special transversal faþã de direcþia de mers). În acest caz efectele alunecãrilor transversale de la o roatã nu se transmit la cealaltã roatã.

Frâna electricã se caracterizeazã prin urmãtoarele calitãþi: – funcþionarea fãrã uzurã mecanicã ºi cu întreþinere redusã; – o bunã capacitate de reglare; – posibilitatea de adaptare a capacitãþii de frânare; – posibilitatea recuperãrii energiei de frânare, în cazul existenþei celorlalte elemente necesare acestui tip de frânare electricã. În aceastã etapã tehnologicã în domeniul electronicii de putere, frâna electricã începe sã fie consideratã ca o frânã sigurã; la locomotivele moderne calculându-se ºi masa frânatã de frâna electricã. În general însã frâna electricã este consideratã ca frânã suplimentarã ºi în exploatare nu se ia în calcul procentele de masã frânatã, realizate de acestea. Frâna electricã este utilizatã cu bune rezultate mai ales la frânãrile pe pantã a trenurilor de marfã ºi cãlãtori, datoritã bunei capacitãþi de reglare a vitezei. Robineþii mecanici moderni permit reglarea comunã a frânei pneumatice cu frâna electricã.

Frâna electricã reostaticã transformã energia de frânare în cãldurã cu ajutorul unor rezistenþe, iar la frâna electricã recuperativã energia de frânare este debitatã în catenarã. Din considerente economice frâna electricã rezistivã se utilizeazã în situaþia unor durate reduse de conectare, iar cea recuperativã se foloseºte în anumite condiþii, când trenurile cu tonaje mari urmeazã sã fie remorcate pe secþii lungi ºi cu pante mari, necesitând frânãri dese, repetate. În aceste cazuri frâna electricã recuperativã transformã într-o perioadã de timp mai lungã energia potenþialã a trenului. Frâna electricã recuperativã se poate utiliza ºi în traficul suburban, cu opriri numeroase. Datoritã cheltuielilor suplimentare cerute de frâna electricã recuperativã comparativ cu cea rezistivã este necesar ca la alegerea tipului de frânã electricã sã se facã un studiu de fezabilitate care sã analizeze economicitatea sistemului. La frânarea recuperativã, economia de cheltuieli depinde de mãrimea distanþei dintre staþiile în care sunt prevãzute opriri. În figura 16 este redatã variaþia randamentului teoretic al frânei electrice recuperative în raport cu distanþa S dintre staþiile în care sunt prevãzute opriri.

Figura 16 – Randamentul teoretic al frânei electrice recuperative h în raport cu distanþa dintre staþii S în care sunt prevãzute opriri: 1 – automotor trafic suburban (Vmax = 100 km/h); 2 – automotor trafic suburban (Vmax = 70 km/h); 3 – vagoane suburbane (Vmax = 70 km/h).

Randamentul teoretic al frânei recuperative h din figura 16 a fost calculat cu relaþia (14) de mai jos: E ×K ×K (14) h= R B A EA

în care: ER = energia cineticã a vehiculului la începerea frânãrii din care s-a scãzut energia consumatã pentru învingerea rezistenþelor la înaintare; EA = energia care se introduce în reþea pe timpul frânãrii; KA KB = factor ce þine seama de celelalte pierderi care apar în timpul frânãrii cu excepþia rezistenþelor la înaintare. În figura 16 randamentul mai scãzut al vagoanelor suburbane faþã de trenul automotor din traficul suburban este datorat rezistenþelor la înaintare mai mari ale vagoanelor suburbane. Din aceeaºi figurã rezultã, de asemenea, cã prin mãrirea vitezei de la care se începe frânarea creºte randamentul frânei recuperative.

În [13] N. Popescu de la Electroputere Craiova analizeazã funcþionarea în comun a frânei cu aer comprimat cu frâna electricã reostaticã în cazul locomotivei electrice 060 de 5.100 kW de la SNCFR. Locomotiva electricã 060 de 5.100 kW din parcul SNCFR este înzestratã cu frânã pneumaticã de tip Knorr, cu douã trepte de presiune, cu saboþi din fontã ºi cu frânã dinamicã de tip reostatic. Frâna electricã reostaticã este dependentã de linia de contact ºi independentã de frâna automatã de aer cu saboþi. Manipularea frânei reostatice cere o îndemânare mai mare faþã de manipularea frânei automate de aer ºi mai ales în cazul folosirii simultane a celor douã sisteme de frânare. Unele cazuri de apariþie a locurilor plane la roþile locomotivei au condus la ideea cã ele pot proveni dintr-o utilizare necorespunzãtoare a celor douã sisteme de frânare cu care este prevãzutã locomotiva. Locul plan apare ca urmare a blocãrii osiei, atunci când forþa de frânare depãºeºte forþa de aderenþã, iar înaintarea osiei se produce prin miºcarea de translaþie. Forþa limitã de frânare a locomotivei Forþa limitã de frânare a osiei este datã de forþa maximã de aderenþã pe care o poate dezvolta osia respectivã. Forþa de aderenþã datã în relaþia (15) este dependentã de coeficientul de aderenþã, care ia naºtere la contactul roatã–ºinã, ºi de sarcina pe osie: Flim = j × Q

(15)

unde: Flim este forþa limitã de frânare (de aderenþã), în daN; Q –sarcina pe osie, în kg; j –coeficient de aderenþã între ºinã ºi bandaj, adimensional. Coeficientul de aderenþã depinde de starea ºinelor ºi de viteza de circulaþie, aºa cum rezultã din relaþia (16): 8 + 0,1 V (16) j = j0 × 8 + 0, 2 V unde: j0 – 0,333; V – viteza de circulaþie în km/h. Locomotiva electricã de 5.100 kW este realizatã în douã variante: 060-EA cu Vmax = 120 km/h ºi 21 t/osie ºi 060-EA1 cu Vmax = 160 km/h ºi 20 t/osie. Tabelul 1 V (km/h) 10 20 30 40 50 60 70 »0 0,333 0,300 0,278 0,262 0,250 0,241 0,233 0,227 j Flim 060-EA 42.000 37.800 35.000 33.000 31.500 30.400 29.400 28.600 (daN) 060-EA1 40.000 36.000 33.400 31.400 30.000 28.900 27.900 27.200 80 0,221 27.900 26.500

90 0,218 27.500 26.100

100 0,214 27.000 25.600

110 0,211 26.600 25.300

120 0,208 26.200 25.000

130 0,206 – 24.700

140 0,204 – 24.500

150 0,202 – 24.300

160 0,200 – 24.000

În tabelul 1 s-au redat valorile forþelor limitã de frânare pe locomotivã ºi pentru cele douã variante constructive ale locomotivei 060 de 5.100 kW. Forþa de frânare a locomotivei obþinutã cu frâna cu saboþi Forþa de frânare este datã de relaþia: (17) Ffs = m s × SPs unde: Ffs este forþa de frânare a locomotivei datã de frânã cu saboþi, în daN; µs – coeficient de frecare între sabot ºi bandaj, adimensional; SPs – suma forþelor de apãsare pe saboþi. Coeficientul de frecare între sabot ºi roatã se poate calcula cu relaþia (7). Se ºtie cã: – trecerea de la frânarea cu presiune ridicatã la frânarea cu presiune joasã se face la ambele variante la V = 60 km/h, iar trecerea inversã la 70 km/h;

– presiunile în cilindri de frânã (p) sunt de: 2,1/4,0 bar pentru 060-EA ºi de 2,6/5,6 bar pentru 060-EA1; – raportul de amplificare al timoneriei frânei corespunzãtor portsa1 485 ´ 575 ´ 510 botului (i) este de 2,9 (i = × = 2, 9); 2 310 ´ 395 ´ 200 – forþa de readucere a pistonului cilindrului de frânã (Fr) este de 75 daN; – randamentul timoneriei (h) este de 0,9, când articulaþiile timoneriei nu prezintã uzuri ºi sunt bine unse; – diametrul cilindrului de frânã (d) este de 30 mm. Calculul forþei de apãsare pe saboþii unui portsabot este: æ pd 2 ö Ps = h × i × ( Fc - Fr ) = n × i × ç p - Fr ÷ è 4 ø

(18)

Valorile forþelor de apãsare pe saboþii unui portsabot pentru cele douã variante, calculate cu relaþia (18) sunt redate în tabelul 2.

Ps (daN)

V (km/h) 060-EA µs 060-EA1 Flim 060-EA (daN) 060-EA1

Frânarea 060-EA 060-EA1

cu presiune joasã 3.530 4.430

Tabelul 2 cu presiune înaltã 6.940 10.000 Tabelul 3 60 0,099 0,078 0,090 0,069 8.400 13.000 9.500 16.600

»0 0,246 0,226 20.900 23.900

10 0,181 0,166 15.400 17.600

20 30 40 50 0,148 0,128 0,115 0,106 0,136 0,118 0,106 0,097 12.600 10.850 9.750 9.000 14.400 12.500 11.200 10.250

70 80 90 0,073 0,070 0,066 0,066 0,063 0,060 12.100 11.600 11.000 15.800 15.100 14.400

100 0,065 0,058 10.800 13.900

110 120 130 140 150 160 0,063 0,061 – – – – 0,056 0,055 0,053 0,052 0,051 0,050 10.500 10.100 – – – – 13.400 13.200 12.700 12.500 12.200 12.000

În tabelul 3 s-au redat valorile forþelor de frânare pentru frâna cu saboþi, calculate cu relaþia (17). În figura 17 sunt trecute forþele limitã de frânare, precum ºi forþele de frânare date de frâna cu saboþi, funcþie de vitezã, pentru locomotiva 060-EA, iar în figura 18 aceleaºi forþe pentru locomotiva 060-EA1, trasate dupã tabelele 1 ºi 3.

Figura 17 – Forþa de frânare pentru locomotiva 060-EA: Flim – forþa de frânare limitatã de aderenþã; Ffs – forþa de frânare datã de frâna cu saboþi.

Figura 18 – Forþe de frânare pentru locomotiva 060-EA1:

Flim – forþa de frânare limitatã de aderenþã; Ffs – forþa de frânare datã de frâna cu saboþi.

Figura 19 – Forþe de frânare la obadã pentru locomotiva 060-EA: Im – curent de excitaþie; Ia – curent de frânare.

Forþa de frânare a locomotivei obþinutã cu frâna reostaticã Frâna electricã reostaticã folositã pe locomotiva electricã are o putere de duratã de 2.600 kW pe rezistenþele de frânare. În figura 19 sunt redate forþele de frânare la obadã pentru frâna reostaticã la diferite viteze ºi diferiþi curenþi de excitaþie pentru locomotiva 060-EA, iar în figura 20 sunt redate aceleaºi forþe pentru locomotiva 060-EA1.

Figura 20 – Forþe de frânare la obadã pentru locomotiva 060-EA1:

Figura 21 – Curba forþelor de frânare (K) ce pot fi preluate de frâna reostaticã la frâIm – curent de excitaþie; Ia – curent de frânare. narea combinatã pentru locomotiva 060-EA.

Forþa de frânare totalã ce poate fi utilizatã fãrã a depãºi aderenþa În figura 21 s-a trasat forþa de frânare (K), care poate fi preluatã de cãtre frâna reostaticã, în combinaþie cu frâna cu saboþi, fãrã a depãºi limita de aderenþã, pentru locomotiva 060-EA, iar în figura 22 pentru locomotiva 060-EA1.

Figura 22 – Curba forþelor de frânare (K) ce pot fi preluate de frâna reostaticã la frânarea combinatã pentru locomotiva 060-EA1.

Din analiza diagramelor din figura 21 ºi 22 rezultã urmãtoarele: 1. La frânarea combinatã a locomotivei în condiþii de aderenþã medie, cazurile de blocare a roþilor apar astfel: – la locomotiva 060-EA cu Vmax = 120 km/h, aceste cazuri apar la vitezele de circulaþie de 33,5-44 km/h; – la locomotiva 060-EA1 având viteza maximã constructivã Vmax = 160 km/h, aceste cazuri apar la vitezele de circulaþie de 49-51 km/h ºi 60-84 km/h. 2. În condiþii de aderenþã scãzutã (datoritã umezelii, frunzelor ºi a petelor de unsoare de pe ºine), plaja vitezelor menþionate mai sus se mãreºte. 3. La locomotiva 060-EA cazurile de blocare a roþilor la vitezele de circulaþie de 33,5-44 km/h se menþin ºi la poziþiile G ºi P ale robinetului de comutare. 4. La locomotiva 060-EA1 cazurile de blocare a roþilor la poziþiile G ºi P ale robinetului de comutare se menþin numai la vitezele de circulaþie de 49-51 km/h. 5. Cazurile de blocare la vitezele respective pot sã aparã atât pentru circulaþia locomotivei în stare izolatã, cât ºi cu tren. 6. Cazurile de blocare la vitezele respective pot apãrea mai frecvent la locomotivele în stare nouã decât la locomotivele care au fost exploatate. 7. Pentru evitarea blocãrii roþilor curenþii de frânare vor fi limitaþi de curba K.

În [14] Th. Baltag ºi Al. Crãsneanu au efectuat calcule referitoare la mãrimea forþelor de frânare pneumaticã ºi electricã în cazul dispariþiei bruºte a forþei de frânare electricã pentru locomotiva electricã de 5.100 kW din parcul CFR. Dispariþia bruscã a forþei de frânare electricã, care poate fi provocatã de diferiþi factori (dispariþia tensiunii în linia de contact, defecte de ventilaþie, defecte ale aparaturii de comandã etc.), are ca urmare creºterea vitezei ºi apariþia unor ºocuri longitudinale în corpul trenului. La circulaþia pe pante asupra trenului acþioneazã o forþã de accelerare Fac – a cãrei valoare depinde de tonajul trenului, mãrimea pantei ºi de viteza de circulaþie. G G ù é Fac = ê (1 + CL ) L + (1 + Cv ) v ú i - ( RL + Rv ) g gû ë

(19)

unde: GL, Gv – greutatea locomotivei, respectiv a vagoanelor; CL, Cv – coeficient de echivalare pentru masele în miºcarea de rotaþie; RL, Rv – rezistenþa la înaintare a locomotivei ºi vagoanelor. Pentru a menþine o vitezã constantã de coborâre pe pantã, aceastã forþã trebuie echilibratã de cãtre forþele de frânare. Utilizarea în exclusivitate a frânei electrice este limitatã de doi factori: puterea frânei electrice ºi creºterea vitezei în cazul dispariþiei forþei de frânare electrice. Rezultã astfel necesitatea de a stabili pe tip de tren (cãlãtori ºi marfã) pentru tonajele uzuale, pentru pantele existente ºi vitezele de circulaþie admise, forþa maximã de frânare electricã Fel respectiv forþa de frânare cu saboþi Ffs a cãror sumã trebuie sã echilibreze forþa de accelerare: (20) Fac = Fel + Ffs Determinarea prin calcul a forþelor de frânare se face separat atât pentru trenuri de marfã, cât ºi pentru trenuri de cãlãtori, stabilindu-se aceste forþe pentru depresiunile ce se realizeazã în mod obiºnuit în conducta de aer cu robinetul mecanicului tip KD-2. Pentru depresiuni parþiale în conducta generalã de aer Dp forþa de frânare FfsDp va fi: Dp pentru trenuri de marfã (21) FfsDp = 0, 0476 Gv 1, 5 Dp pentru trenuri de cãlãtori (22) 0, 0937 Gv 15 , La dispariþia accidentalã a forþei de frânare electricã, mecanicul de locomotivã mãreºte depresiunea în conducta generalã pentru a mãri forþa de frânare cu saboþi ºi a compensa dispariþia forþei electrice. Pânã la intrarea în acþiune a aparaturii pneumatice trece însã un anumit timp, în care viteza trenului creºte. Acest timp depinde de viteza de reacþie a mecanicului, de lungimea trenului ºi de timpul de umplere a cilindrilor de frânã (tcf). Acest timp, stabilit experimental, este de circa 10 sec. pentru un tren de cãlãtori ºi circa 11 sec. pentru un tren de marfã, la lungimi maxime ale trenurilor. Calculul creºterii de vitezã DV se poate face în cazul trenurilor de marfã cu urmãtoarea formulã: F×g Fel (23) DV = 3, 6 × tvf = 388 G GL + Gv Este evident cã relaþia (23) dã creºterea de vitezã în condiþiile cele mai defavorabile: lungimea maximã a trenului ºi viteza micã de reacþie a FfsDp =

mecanicului. Deci în majoritatea cazurilor creºterea vitezei va fi mai micã ºi siguranþa circulaþiei va fi sporitã. Cu ajutorul formulei de mai sus s-au stabilit forþele de accelerare, forþele de frânare pneumaticã ºi electricã ºi creºterea de vitezã în cazul (figura 23) dispariþiei accidentale a forþei de frânare electricã a trenurilor de marfã. Diagrama din figura 23 permite sã se stabileascã pe ce pante ºi cu ce tonaje se poate circula numai cu frâna reostaticã, fãrã a se înregistra creºteri de vitezã mai mari de 5 km/h din momentul întreruperii accidentale a frânãrii electrice pânã la intrarea în funcþiune a frânei pneumatice. În ceea ce priveºte mãrimea forþelor longitudinale ce apar în tren la anularea bruscã a forþei de frânare electrice, prin încercãri s-au determinat valori care nu depãºesc 140 kN.

Figura 23 – Creºterea teoreticã a vitezei trenurilor de marfã la întreruperea frânãrii electrice.

La multe administraþii feroviare sunt folosite ºi frânele hidrodinamice. Acestea pot funcþiona pe baza unui releu hidraulic temporizat, fie pe baza unui transformator hidraulic.

Frâna cu releu hidraulic temporizat funcþioneazã pe principiul frânei hidrodinamice cu apã. Releul hidraulic temporizat este un cuplaj hidraulic care se compune dintr-un rotor–pompã ºi un stator. Paletele rotorului–pompã ºi statorului formeazã un spaþiu toroidal care constituie cavitatea de lucru a cuplajului. La trecerea prin paletajul rotorului–pompã, lichidul de lucru îºi sporeºte viteza, prin aceasta energia mecanicã de antrenare a rotorului se transformã în energie cineticã a lichidului de lucru. La trecerea prin paletajul statorului, lichidul de lucru îºi reduce viteza, iar energia cineticã a acestuia se transformã în energie caloricã, care este disipatã într-un sistem de rãcire adecvat. Prin paletele radiale prezentate în figura 24 se obþin pentru ambele direcþii de rotaþie momente de frânare egale. În situaþia când paletele sunt înclinate, prezentate în figura 24 b, c, momentul de frânare pentru sensul de rotaþie este mult mai mare decât cel pentru sensul opus. Cu ajutorul cuplajelor hidraulice de mãrimi relativ mici este posibilã realizarea de momente de frânare suficient de mari pentru utilizarea completã a aderenþei roatã–ºinã. Cantitatea de lichid care se aflã în spaþiul de lucru se încãlzeºte foarte repede. Pentru a se evita supraîncãlzirea lichidului trebuie ca acesta sã fie rãcit forþat.

Figura 24 – Principiul de construcþie a releului hidraulic temporizat: a – cu admisie simplã ºi palete axiale; b – cu admisie simplã ºi palete oblice; c – cu admisie dublã ºi palete oblice.

Figura 25 – Schema transformatorului hidrodinamic: M – moment; w – viteza unghiularã; P – pompã; T – turbinã; L – reactor.

O altã frânã hidraulicã este cea care foloseºte transformatorul hidrodinamic. Agregatul de frânare este realizat cu unul sau douã transformatoare hidrodinamice. Un transformator hidrodinamic prezentat schematic în figura 25 este compus dintr-un rotor pompã P acþionat de motor, un rotor turbinã T care acþioneazã osiile montate ºi un reactor L. Puterea motorului se transformã cu ajutorul pompei în “putere hidraulicã” ºi aceasta, prin turbinã, se transformã din nou în putere mecanicã. Pentru maºinile hidraulice se pot defini pe baza relaþiilor de similitudine urmãtoarele mãrimi adimensionale: wT ; – raportul de transformare a turaþiilor J = wP M – raportul de transformare a momentelor m = T ; MP – randamentul h = n × m. Cu ajutorul relaþiilor de mai sus în figura 26 sunt prezentate caracteristicile transformatorului. În cazul prezentat mai sus, transformatorul este umplut cu lichid. Raportul momentelor µ are o variaþie de tip hiperbolic ºi atinge valoarea maximã la n = 0, adicã la oprirea turbinei ºi deci a vehiculului. La umplerea completã s-ar putea mãri raportul momentelor µ în continuare corespunzãtor liniei punctate. Un astfel de regim de funcþionare nu are însã sens deoarece se depãºeºte aderenþa roatã–ºinã. De aceea pe domeniul de frânare se regleazã o presiune a lichidului aproximativ constantã, prin aceasta obþinându-se valori ale raportului momentelor µ @ ct. Pe de altã parte odatã cu creºterea vitezei de mers (pentru valori mici ale lui n) se reduce gradul de umplere.

Figura 26 – Caracteristicile transformatorului: raportul µ ºi randamentul h în funcþie de raportul de transformare al turaþiilor n.

În condiþii nefavorabile de curãþenie a ºinelor sau a roþilor, coeficientul de aderenþã se poate micºora, astfel cã existã pericolul ca trenurile sã depãºeascã distanþa oferitã de semnale pentru frânare. Pentru astfel de condiþii sunt necesare frâne independente de contactul roatã–ºinã.

Frâna electromagneticã pe ºinã este utilizatã la vagoanele de cãlãtori care circulã cu viteze mai mari de 140 km/h ºi pe alte vehicule (automotoare) cu viteze mai mici de circulaþie. Frâna electromagneticã de ºinã se compune din urmãtoarele subansamble principale: – cadrul de frânare cu douã patine electromagnetice; – patru cilindri ridicãtori-coborâtori ai cadrului de frânare; – electroventil acþionat de cãtre distribuitorul de aer care permite comanda cilindrilor ridicãtori ºi contactul de alimentare cu curent electric al patinelor electromagnetice. În principiu, aºa cum rezultã din figura 27, patina electromagneticã constã dintr-o bobinã aºezatã longitudinal între un numãr de piese polare în formã de potcoavã. Curentul continuu din bobinã produce un câmp magnetic care realizeazã în piesa polarã un flux magnetic ce se închide prin ciuperca ºinei.

Figura 27 – Schema de principiu a patinei electromagnetice: 1 – bobinã; 2 – suport; 3 – piesã polarã; 4 – ºinã.

Mãrimea forþei de frânare depinde de: – reluctanþa magneticã; – forþa magnetomotoare, ca forþã de atracþie între patinã ºi ºinã;

– coeficientul de frecare între patina electromagneticã ºi ºinã; – starea ºinelor (neplaneitatea ºinei conduce la mãrimea întrefierului ºi prin aceasta se reduce forþa de frânare). Bobinele sunt astfel dimensionate încât acestea nu se supraîncãlzesc la puteri de excitaþie nominale de 1÷1,5 kW. Piesele polare care alcãtuiesc patina se fabricã din oþel, fontã cu grafit nodular sau o combinaþie din acestea (zona de contact a pieselor polare cu ºina este fabricatã din fontã cu grafit nodular, iar suportul din oþel special). Piesele polare din oþel, comparativ cu cele din fontã, au o inducþie magneticã mai mare oferind deci posibilitatea realizãrii unor forþe de frânare sporite. Dezavantajul folosirii oþelului este legat de formarea unor straturi aderente de material pe piesa polarã în zona de contact cu ºina, care pot creºte întrefierul cu 0,5÷3 mm. De aceea piesele polare fabricate din oþel se verificã la intervale de timp regulat, eventual ºi cu demontarea acestora, pentru îndepãrtarea straturilor de material. Aceste probleme nu apar la piesele polare fabricate din fontã pe suport de oþel. În funcþie de realizarea constructivã a pieselor polare deosebim douã variante ale acestora: a) piesã polarã rigidã Miezul piesei polare constã din douã pãrþi rigide din oþel care se asambleazã strâns cu ºuruburi pe carcasa bobinei. Acest tip de piesã polarã se foloseºte în traficul suburban de cãlãtori. b) piesã polarã mobilã În acest caz cele douã pãrþi ale miezului piesei polare se asambleazã cu organe de legãturã mobile pe carcasa bobinei. Pentru starea slãbitã a frânei patinele electromagnetice sunt suspendate de cadrul boghiului cu ajutorul cilindrilor ridicãtori, asigurându-se faþã de ciuperca ºinei distanþe de minim 100 mm în cazul suspendãrii înalte ºi maxim 10 mm în cazul suspendãrii joase. În timpul frânãrii, la acþionarea cilindrilor ridicãtori, cadrul de frânare coboarã pânã la o anumitã distanþã de ºinã pentru siguranþa atracþiei magnetice. În aceastã situaþie patina este alimentatã cu curent ºi contactul cu ºina este urmarea acþiunii forþei de atracþie electromagneticã. În figura 28 este prezentatã dependenþa forþei de atracþie specificã FH/1 (kN/m) în funcþie de curentul care strãbate bobina I (kA) pentru cazurile pieselor polare construite din oþel sau din fontã cu grafit nodular. Variaþia coeficientului de frecare µ dintre patinã ºi ºinã în funcþie de viteza de circulaþie este redatã în figura 29. Coeficientul de frecare creºte mult sub 50 km/h, de aceea patina magneticã se decupleazã la aceastã vitezã pentru a se evita deceleraþiile mari

ºi ºocul la oprire. Acþionarea patinei magnetice sub viteza de 50 km/h nu este posibilã.

Figura 28 – Dependenþa forþei de atracþie specificã FH/1 în raport cu curentul care strãbate bobina I.

Figura 29 – Variaþia coeficientului de frecare µ dintre patinã ºi ºinã în raport cu viteza v.

Se ºtie cã frâna linearã în curenþi turbionari este independentã de valoarea contactului roatã–ºinã [1, 11]. Spre deosebire de frâna electromagneticã în acest caz patinele nu ating ºina ci se aflã deasupra acesteia la cca 7 mm. Acest fapt prezintã avantajul unui proces de frânare fãrã uzurã. Frâna linearã în curenþi turbionari, destul de scumpã este aptã de a fi extinsã în exploatare comparativ cu frâna electromagneticã. În 1985 cãile ferate germane (DB) au efectuat pentru prima datã încercãri cu aceastã frânã în locul frânei electromagnetice de cale. Frâna linearã se monteazã pe boghiu la fel ca frâna electromagneticã, schema de principiu a patinei frânei lineare în curenþi turbionari fiind ilustratã în figura 30.

Figura 30 – Schema de principiu a patinei frânei lineare în curenþi turbionari: 1 – bobina; 2 – suport; 3 – piesã polarã; 4 – ºinã.

Modul de variaþie al forþei de frânare ºi al forþei de tracþiune pe 1 metru linear de cale în funcþie de vitezã ºi puterea de excitaþie este dat în figura 31.

Datoritã încãlzirii bobinelor forþa de frânare este limitatã la valorile date în figura 31. Elemente de detaliu pentru frâna electromagneticã pot fi gãsite la paragraful 3.4.2.

Figura 31 – Variaþia forþei de frânare Ff ºi a forþei de tracþiune Ft specifice, în raport cu viteza v ºi puterea de excitaþie PN la 20° C ºi întrefier d = 7 mm.

În figura 32 este reprezentatã variaþia forþei de frânare la frâna electromagneticã pe ºinã ºi la frâna linearã cu curenþi turbionari, în funcþie de vitezã.

Figura 32.

Din analiza curbei de variaþie a frânei electromagnetice pe ºinã rezultã micºorarea puternicã a forþei de frânare odatã cu creºterea vitezei de circulaþie. Deºi frâna linearã cu curenþi turbionari depinde mai puþin de vitezã, având ºi alte avantaje comparativ cu frâna electromagneticã, încãlzirea ºinelor reprezintã principalul dezavantaj al acestui tip de frânã. Caracteristicile principale ale celor douã frâne rezultã din tabelul 4. Caracteristica Uzura mecanicã Mod de folosire Capacitate de reglare Comportarea forþei de frânare

Tabelul 4llllllllllllllllll Frâna Frâna linearã cu electromagneticã curenþi turbionari cu uzurã fãrã uzurã în cazul frânãrilor în cazul frânãrilor rapide de serviciu ºi rapide se poate regla pe nu se poate regla întregul interval de frânare depinde mult de depinde mai puþin vitezã de vitezã * Ambele tipuri de frânã trebuie sã fie decuplate la cca 40 km/h

Efect de curãþire a ºinelor

da

nu

Încãlzirea ºinelor

da

Puterea de excitaþie

cca 1 kW

da (mult mai puternic) cca 20 kW

Frâna electropneumaticã este o frânã pneumaticã cu comandã electricã, respectiv forþa de frânare se realizeazã cu ajutorul aerului comprimat, iar admisiunea sau evacuarea aerului comprimat din cilindrul de frânã se realizeazã cu ajutorul unor ventile electromagnetice. Principiul de funcþionare a frânei electropneumatice se poate urmãri pe schema simplificatã reprezentatã în figura 33. La frâna cu aer comprimat în poziþia de alimentare ºi de slãbire a robinetului 2, când mecanicul mãreºte presiunea în conducta generalã 3, distribuitorul de aer 4 pune în legãturã rezervorul auxiliar 5 cu conducta generalã 3, realizându-se faza de alimentare a frânei. În acelaºi timp are loc ºi faza de slãbire a frânei, respectiv distribuitorul de aer 4 pune în legãturã cilindrul de frânã 7 cu atmosfera.

Figura 33 – Schema frânei electropneumatice.

Când frânarea se realizeazã pe cale electropneumaticã, mânerul 1 al robinetului mecanicului 2 închide prin contacte electrice circuitele bobinelor electromagnetice 8 ºi 9 care atrag supapele 10 ºi 11. Supapa de frânare 10 face legãtura rezervorului auxiliar 5 cu cilindrul de frânã 7, prin intermediul ventilului de comutare 5, 6 care se deplaseazã la stânga. În acelaºi timp, supapa de evacuare 11 închide legãtura cilindrului de frânã cu atmosfera. În cazul defectãrii circuitelor electrice, comanda frânei se poate realiza pe cale pneumaticã. De aceea, în construcþia frânei electropneumatice se menþine distribuitorul de aer de la frâna indirectã cu aer comprimat. În comparaþie cu frâna indirectã cu comandã pneumaticã, acest tip de frânã prezintã avantajul cã prin comanda electricã asigurã o acþiune simultanã a tuturor frânelor din tren, realizându-se o frânare liniºtitã, într-un timp cât mai redus ºi pe un drum de frânare cât mai scurt. Existã douã variante de comandã a frânelor electropneumatice: comanda directã ºi cea indirectã. Pentru instalaþia de frânã electropneumaticã, care are o singurã conductã generalã de aer, de 1 1/4² se utilizeazã comanda directã. Aceasta echipeazã materialul rulant ce asigurã traficul urban ºi suburban. În cazul trenurilor lungi nu se mai asigurã inepuizabilitatea frânei de frâna electromagneticã cu comandã directã.

FRÂNAREA ELECTRICÃ

55

Capitolul 2 u

MECANICA FRÂNEI

Un vehicul aflat în miºcare are înmagazinatã în masa sa o energie cineticã a cãrei valoare depinde de greutatea vehiculului ºi de viteza de deplasare a acestuia. Pentru ca viteza de deplasare a vehiculului sã se micºoreze sau sã se anuleze, trebuie sã se realizeze rezistenþe suplimentare care sã transforme energia cineticã înmagazinatã în masa vehiculului în altã formã de energie. În cazul vehiculelor de cale feratã aceastã transformare de energie se face în principal cu sistemele de frânare de bazã la care elementul de frecare poate fi sabotul (din fontã sau din material compozit) aplicat pe roatã sau garnitura de frecare aplicatã pe discul de frânã. În figura 34 sunt prezentate schematic procesul de formare a forþei de frânare la acþiunea frânei cu sabot (figura 34 a) ºi a celei cu disc (figura 34 b) în care Ps reprezintã forþa de apãsare pe sabot, Pd cea pe discul de frânã, Q este sarcina pe roatã, Fa forþa de apãsare normalã pe ºinã în punctul de contact (aderenþã), µs, µd coeficienþii de frecare, r – raza discului de frânã, R – raza roþii.

Figura 34 – Formarea forþei de frânare.

Dacã presupunem o roatã care se rostogoleºte pe ºinã încãrcatã cu o sarcinã Q provenind din greutatea totalã a vehiculului ºi asupra cãreia lucreazã Ps, aplicatã sabotului (figura 34 a) sau forþa Pd, aplicatã garniturii de frecare (figura 34 b), între sabot ºi roatã sau între garnitura de frecare ºi discul de frânã iau naºtere forþele de frecare µsPs ºi respectiv µdPd (în care µs ºi µd reprezintã coeficienþii de frecare). Datoritã aderenþei existentã între roatã ºi ºinã, forþa de frecare care acþioneazã asupra roþii sau discului de frânã se transmite la ºinã provocând conform principiului acþiunii ºi reacþiunii forþelor, o reacþie orizontalã Ff egalã ºi de sens contrar. Aceastã forþã exterioarã sistemului numitã de frânare, este datã în cazul frânei cu sabot de relaþia: Ff = m s Ps ºi în cazul frânei cu disc de relaþia: Ff = m d Pd ×

(24) r R

(25)

în care: r – raza discului de frânã; R – raza roþii. Forþa de frânare care apare în zona de contact roatã–ºinã este limitatã de condiþiile de aderenþã. Forþa de frânare maximã este datã de valoarea forþei de aderenþã Fa. Forþa de aderenþã este datã de relaþia: Fa = m a × Q

(26)

în care: µa – coeficientul de aderenþã roatã-ºinã; Q – încãrcarea pe roatã provenind din greutatea vehiculului.

Fenomenul de aderenþã Valoarea contactului roatã–ºinã constituie sursa forþei de frânare a vehiculelor feroviare. În ultimii treizeci de ani prin studiile efectuate de diverºi specialiºti s-a evidenþiat numãrul mare de parametri care influenþeazã contactul roatã–ºinã. În marea lor majoritate, au considerat roata ºi ºina corpuri elastice la care au aplicat legile frecãrii uscate ale lui Coulomb. Pentru suprafeþele de contact Herþiene, datoritã elasticitãþii, roata ºi ºina se deformeazã, contactul reciproc se realizeazã dupã o suprafaþã

ovalã [1]. Mãrimea suprafeþei de contact depinde în principal de elasticitatea materialelor roþii ºi ºinei, de sarcina pe roatã, de diametrul roþii, uzura suprafeþei de rulare a roþii, uzura ºinei etc. În figura 35 se exemplificã o roatã care se deplaseazã cu viteza de circulaþie V pe ºinã în stare frânatã ºi încãrcatã cu sarcina verticalã Q, fiind analizat contactul cu ºina. Elementele suprafeþei de contact ale roþii cu ºina sunt solicitate la tensiuni superficiale de tracþiune (+) ºi de compresiune (–) în zonele arãtate în figura 35. Suprafaþa de contact se compune din douã pãrþi: suprafaþa de alunecare ºi suprafaþa de aderenþã. În partea anterioarã suprafeþei de contact se menþin semnele tensiunilor superficiale, iar în partea posterioarã a acesteia se produc schimbãri de semn ale tensiunilor, determinate în timpul miºcãrii de alunecãrile longitudinale ale fibrelor roþii faþã de cele ale ºinei. În suprafaþa de contact roatã–ºinã, datoritã sarcinii pe roatã Q, iau naºtere presiuni normale “p” de valori foarte mari ºi cu repartiþia indicatã în figura 35. Presiunile normale produc deformaþii ale materialului în domeniul elastoplastic ºi ca urmare se manifestã forþe de atracþie intermediare. Forþelor care determinã alunecãrile longitudinale de material în suprafaþa de contact li se opun forþele de atracþie intermoleculare. Aceasta conduce în suprafaþa de contact la apariþia unor tensiuni tangenþiale. Rezultanta tensiunilor tangenþiale A reprezintã forþa de aderenþã Fa. Viteza perifericã a roþii rw este întotdeauna mai micã decât viteza de circulaþie V datoritã microalunecãrilor din suprafaþa de contact. Conform acestei teorii elastice liniare, valoarea coeficientului de aderenþã µa în funcþie de alunecarea S este prezentatã în figura 36. Alunecarea optimã S0 este apreciatã la câteva miimi. Coeficientul de aderenþã se defineºte ca raportul dintre forþa de aderenþã Fa ºi sarcina pe roatã Q. În cale osia montatã nu se roteºte strict liniar pe direcþie longitudinalã, datoritã conicitãþilor inverse ale suprafeþe-

Figura 35 – Tensiunile superficiale de tracþiune-compresiune în suprafaþa de contact a roþii frânate pe ºinã.

Figura 36 – Variaþia coeficientului de aderenþã µa în funcþie de alunecarea s.

lor de rulare ale perechilor de roþi, executându-se astfel miºcãri de rotaþie în jurul axei verticale ºi în consecinþã pe suprafaþa de contact roatã– ºinã au loc în afara alunecãrilor longitudinale ºi alunecãri transversale, asociate cu efectul de gãurire. Se reduce astfel valoarea coeficientului de aderenþã rezultat din alunecãrile longitudinale ale fibrelor aflate în suprafaþa de contact roatã–ºinã. Cercetãtorul german Kalker a prezentat o teorie care explicã relaþia dintre regimul alunecãrilor din suprafaþa de contact ºi forþele care se pot transmite în sens longitudinal ºi transversal în aceastã suprafaþã. Kalker aratã cã în suprafaþa de contact roatã–ºinã au loc microalunecãri ºi a evidenþiat pentru materialul rulant urmãtoarele aspecte: – murdãria acumulatã (apã, straturi de oxizi, frunze etc.) între roatã ºi ºinã determinã în mare mãsurã mãrimea ºi variaþia coeficientului de aderenþã; – geometria osiei montate ºi a ºinei nu este idealã. Regimul de miºcare al osiei montate cu luarea în considerare a alunecãrilor transversale asociate cu efectul de gãurire nu este cunoscut. În consecinþã valoarea coeficientului de aderenþã, folosit pentru frânele de material rulant, ia în considerare numai alunecãrile longitudinale din suprafaþa de contact; – rugozitãþile existente pe roatã ºi ºinã influenþeazã mult valoarea coeficientului de aderenþã. În figura 37 este prezentatã variaþia coeficientului de aderenþã µa, determinat prin încercãri în funcþie de viteza de alunecare µa, cunoscutã sub numele de caracteristicã de aderenþã. v - rw Coeficientul de aderenþã depinde mai puþin de alunecarea s = v ºi mai mult de viteza de alunecare u a = v - rw. Valoare optimã Ua0 se aflã în intervalul de vitezã 5 ÷ 20 km/h. Pe ºinele uscate existã o creºtere bruscã a coeficientului de aderenþã în domeniul stabil. Scãderea coeficientului de aderenþã în domeniul instabil este foarte mare. Aceasta apare, în special, în cazul stãrii proaste a ºinelor. În domeniul stabil coeficientul de aderenþã creºte o datã cu mãrirea vitezei de alunecare, iar în domeniul instabil acesta scade o datã cu mãrimea vitezei de alunecare, ceea ce duce la un mare risc de blocare a roþii. În cadrul încercãrilor privind protecþia împotriva patinãrii roþilor pe ºine s-au mãsurat douã maxime ale coeficientului de aderenþã (curba a din figura 37). Primul maxim se aflã la o vitezã de alunecare de cca 1 km/h neputându-se însã explica apariþia celui de-al doilea punct de maxim. Cercetãtorii considerã cã valoarea optimã a coeficientului de aderenþã µa0 în funcþie de viteza de alunecare Ua0 trebuie sã se determine pentru starea umedã a ºinelor.

Figura 37 – Variaþia coeficientului de aderenþã în funcþie de viteza de alunecare u obþinutã prin încercãri.

Valoarea coeficientului de aderenþã scade o datã cu creºterea vitezei de circulaþie. Având în vedere numeroasele lucrãri elaborate de specialiºtii germani, francezi, japonezi etc., în figura 38 s-a prezentat valoarea coeficientului de aderenþã optim µa0 în funcþie de viteza de circulaþie ºi condiþiile atmosferice pentru diferite riscuri de patinare. De exemplu curba µa0 = f (v) cu 5% risc de patinare, înseamnã cã în 5% din cazuri se sconteazã pe apariþia fenomenului de patinare. Pentru vehiculele care se frâneazã cu saboþi din fontã, valoarea coeficientului de aderenþã pentru calcule poate sã fie cu cca 10% mai mare decât cel indicat pentru alte materiale de frecare. Din figura 38 reiese clar cã niciodatã nu se poate afirma sigur cã valoarea coeficientului de aderenþã luat în considerare la proiectarea sistemelor de frânare ale vehiculelor eliminã complet fenomenul de alunecare al roþilor pe ºine (al blocãrii roþilor la frânare). Nu este indicat ca deceleraþia vehiculului la frânare sã fie mai mare de 0,8 ÷ 1 m/s2 respectiv ca valorile coeficienþilor de aderenþã la viteze mici sã fie mai mari de 0,08 ÷ 0,12 (chiar 0,14). Pentru a îmbunãtãþi valoarea coeficientului de aderenþã diverse administraþii de cale feratã utilizeazã în principal urmãtoarele procedee:

Figura 38 – Variaþia coeficientului de aderenþã funcþie de viteza de circulaþie, riscul de alunecare ºi starea de curãþenie a ºinelor.

– sableazã ºinele cu dispozitive montate pe locomotivã (eficientã pentru trenuri scurte); – folosesc un sabot de curãþire (eficient, dar scump); – curãþã ºinele cu arzãtorul de sudurã cu plasmã (eficientã, dar scumpã); – folosesc dispozitive contra blocãrii roþilor (cel mai utilizat procedeu).

Dupã cum s-a arãtat anterior, instalaþia de frânã a oricãrui vagon de cale feratã este formatã din mai multe elemente, printre care ºi transmisia mecanicã alcãtuitã din ansamblul organelor (leviere, bare, axe triunghiulare etc.) articulate între ele, numitã timoneria frânei [16]. Aceasta serveºte la amplificarea ºi transmiterea în mod egal la fiecare sabot a efortului dezvoltat de om la manivela frânei de mânã, sau a forþei dezvoltate de aerul comprimat pe pistonul cilindrului de frânã. Pentru repartizarea în mod egal a forþelor pe saboþi este necesarã o anumitã realizare constructivã a timoneriei de frânã care trebuie adaptatã modului de construcþie a vagonului. Dupã felul de acþionare a saboþilor pe roþi, modul de construcþie a vagonului, timoneria de frânã poate fi: cu acþiune asimetricã, dacã saboþii apasã asupra roþilor dintr-o singurã parte, sau cu acþiunea simetricã dacã saboþii apasã asupra roþilor din ambele pãrþi. Timoneria de frânã cu acþiune simetricã prezintã o serie de avantaje faþã de cea cu acþiune asimetricã ºi anume: osia montatã, fiind apãsatã din douã pãrþi opuse, nu se deplaseazã faþã de cutia de osie, presiunea pe sabot este mai micã, ceea ce contribuie la micºorarea uzurii saboþilor, la mãrirea coeficientului de frecare ºi deci la mãrirea efectului de frânare. Timoneria cu acþiune simetricã prezintã dezavantajul cã este de construcþie mai complicatã ºi are greutate mai mare faþã de cea cu acþiune asimetricã.

Timoneria de frânã cu acþiune simetricã Frâna vagoanelor de marfã sau de clasã, pe douã osii sau pe boghiuri, sunt echipate în general cu timonerie cu acþiune simetricã.

În figura 39 s-a reprezentat schematic timoneria de frânã a unui vagon pe douã osii. Elementele care compun aceastã timonerie pot fi grupate în trei pãrþi ºi anume: timoneria centralã, timoneria osiilor ºi timoneria frânei de mânã. Timoneria centralã cuprinde cilindrul de frânã 1 de care sunt articulate levierele orizontale 2 (levierul din stânga este articulat de tija pistonului cilindrului de frânã, iar levierul din dreapta este articulat de suportul fix al cilindrului de frânã). Ambele leviere sunt legate între ele cu bara de conexiune încãrcat b ºi cu bara de conexiune gol 4. Cele douã bare de conexiune servesc la frânarea vagonului în funcþie de starea de încãrcare gol sau încãrcat. Timoneria osiilor cuprinde levierele verticale 5, barele lor de conexiune 6, axele triunghiulare 7, saboþii de frânã 8 ºi suspensorii de timonerie 9. Legãtura dintre timoneria osiilor ºi timoneria centralã este realizatã prin barele de tracþiune 10. Pe una din aceste bare de tracþiune, cea din partea levierului orizontal 2 articulat pe tija pistonului cilindrului de frânã, este montat regulatorul automat de timonerie SAB.

Figura 39 – Schema timoneriei de frânã la un vagon pe douã osii.

Timoneria frânei de mânã cuprinde bara de tracþiune 11, care face legãtura cu timoneria centralã, arborele de frânã 12, solidar cu levierele 13 ºi 14, eclisele 15, piuliþa 16, tija filetatã 17 ºi manivela 18. Legãtura dintre levierul 2 al timoneriei centrale ºi bara de tracþiune 11 a frânei de mânã este realizatã prin intermediul unei culise care permite ca acþiunea celor douã timonerii sã nu se împiedice reciproc. De exemplu, dacã se executã o frânare pe cale pneumaticã, tija pistonului deplaseazã spre stânga levierul 2 al timoneriei centrale fãrã sã lucreze asupra barei de tracþiune 11, deoarece bulonul de articulaþie alunecã în golul culisei respective.

În timpul frânãrii, levierele pereche, orizontale sau verticale, având acelaºi raport între lungimile braþelor, împreunã cu barele lor de conexiune, servesc la amplificarea ºi egalizarea forþelor în direcþie longitudinalã, iar axele triunghiulare repartizeazã la saboþi forþele de la capetele levierelor verticale, în mod egal. În cazul vagoanelor pe boghiuri, timoneria de frânã este asemãnãtoare cu cea a vagoanelor pe douã osii cu deosebire cã timoneria osiilor este suspendatã pe cadrul boghiului ºi au în plus bara de tracþiune 19 care face legãtura între timoneria celor douã osii ale boghiului (figura 40). Aceastã barã de legãturã este constituitã sub formã de cadru, cu scopul de a ocoli crapodina pe care se reazemã cutia vagonului (pe traversa dansantã a boghiului). În timpul frânãrii, aceastã barã alunecã pe traversa dansantã ºi de aceea ea mai poartã denumirea de sanie.

Figura 40 – Schema timoneriei de frânã cu acþiune simetricã.

Timoneria de frânã cu acþiune asimetricã Timoneria de frânã cu acþiune asimetricã se întâlneºte la vagoanele de marfã pe patru osii care au boghiuri de tip Diamond, cu cadre din oþel turnat ºi la boghiurile vagoanelor de marfã transpuse. Construcþia specialã a cadrului acestor boghiuri permite montarea saboþilor numai pe partea interioarã a roþilor (figura 41). Elementele componente ale timoneriei de frânã cu acþiune asimetricã sunt asemãnãtoare cu ale timoneriei de frânã cu acþiune simetricã specificate mai sus, dar sunt dispuse într-o altã ordine cinematicã, iar unele din ele sunt diferite din punct de vedere constructiv (de exemplu axa triunghiularã 7). La timoneria de frânã cu acþiune asimetricã, timoneria centralã nu diferã cu nimic de cea utilizatã la timoneria de frânã cu acþiune simetricã, deoarece acþiunea simetricã sau asimetricã se referã la timoneria osiilor.

Figura 41 – Schema timoneriei de frânã cu acþiune asimetricã.

Timoneria centralã lipseºte numai în cazul vagoanelor speciale sau cu platformã scufundatã, când nu este posibilã montarea acesteia din cauza construcþiei vagonului. În acest caz timoneria de frânã este fracþionatã în douã timonerii cu acþionare individualã, câte una pentru fiecare boghiu, având cilindrul de frânã pentru fiecare timonerie.

Cilindri de frânã Cilindrii de frânã servesc la transmiterea presiunii aerului comprimat, prin intermediul pistonului ºi al tijei, asupra timoneriei de frânã cu ajutorul cãreia se executã apãsarea saboþilor pe roþi. În funcþie de construcþia tijei se deosebesc: cilindri de frânã cu tijã obiºnuitã, solidarã cu discul pistonului ºi cilindri de frânã cu tijã liberã (figura 42).

Figura 42 – Cilindru de frânã cu tijã liberã.

În ultimul caz pistonul este solidar cu o þeavã de ghidare în care tija se deplaseazã liber, la punerea în acþiune a frânei de mânã, fãrã ca pistonul sã se deplaseze. Ansamblul cilindrului de frânã este format din corpul 1 care se toarnã din fontã sau din oþel. Acesta este prevãzut cu o flanºã care serveºte la fixarea cilindrului pe ºasiul vagonului. Corpul cilindrului este închis într-o parte cu flanºã dreaptã pe care se fixeazã suportul 2 al levierului timoneriei centrale ºi în cealaltã parte cu capacul bombat 3 în care se ghideazã þeava 4 solidarã cu pistonul 5. Etanºeitatea pistonului faþã de corpul cilindric este asiguratã de manºeta 6, care se confecþioneazã din piele sau din cauciuc. Cilindrii de frânã nou construiþi sunt prevãzuþi cu dispozitiv de etanºare a tijei pistonului ºi de eliminare a apei din interiorul cilindrului de frânã. În timpul procesului de frânare aerul comprimat pãtrunde în cilindrul de frânã prin racordul 7. Drumul parcurs de piston, respectiv cursa pistonului, este egal cu distanþa cu care iese þeava 4 din capacul cilindrului. În timpul procesului de slãbire a frânei pistonului este readus în poziþia iniþialã de cãtre resortul 8. Acþiunea asupra timoneriei se realizeazã prin intermediul tijei 9 care se reazemã liber pe piston. Levierele timoneriei Levierele timoneriei de frânã sunt confecþionate din tablã groasã sau platbandã. Dupã felul articulaþiei cu barele de tracþiune sau de conexiune, levierele pot fi: simple sau duble (figura 43). Când levierele sunt simple (dintr-o bucatã), capetele barelor de tracþiune ºi conexiune, precum ºi capul tijei pistonului cilindrului de frânã au formã de furcã, iar când sunt duble (din douã bucãþi), capetele au formã simplã (cu ochi). În ultimul caz, barele de conexiune ºi de tracþiune sunt mai economic de confecþionat, deoarece procesul tehnologic de forjare este mult mai simplu atunci când se forjeazã sub formã de ochi decât în cazul forjãrii sub formã furcatã.

Figura 43 – Levier de timonerie simplu ºi barã de conexiune furcatã.

La majoritatea vagoanelor din parcul CFR se utilizeazã levierele duble, deoarece simplificã construcþia barelor de conexiune cu toate cã, din punct de vedere al repartizãrii eforturilor pe buloanele de articulaþie, sunt dezavantajoase faþã de cele simple. Levierele suportã eforturi de încovoiere având secþiunea periculoasã în dreptul gãurii bulonului de articulaþie cu bara de conexiune. De aceea levierele sunt confecþionate sub formã de solid de egalã rezistenþã (figura 43). Axele triunghiulare Axele triunghiulare servesc la repartizarea forþelor de la capetele levierelor verticale, în mod egal, la saboþii de frânã. Din punct de vedere constructiv se deosebesc: axe triunghiulare executate din bare prevãzute cu cepuri (figura 44 a), axe triunghiulare executate din þeavã ºi profiluri prevãzute cu cepuri (figura 44 b) ºi axe triunghiulare din profiluri fãrã cepuri (figura 44 c).

Figura 44 – Axe triunghiulare.

Saboþi de frânã Organul principal, de care depinde în mare mãsurã efectul frânãrii, este sabotul de frânã. Aºa cum rezultã din figura 45 a, la vagoanele care circulã cu viteze de pânã la 100 km/h, sabotul 1 se utilizeazã montat în portsabotul 2 cu ajutorul unei pene 3. În cazul vagoanelor de marfã ºi cãlãtori care circulã cu viteze mai mari de 100 km/h saboþii de frânã sunt montaþi pereche pe un portsabot special (figura 45 b) la care elementele de fixare ºi asigurare trebuie sã corespundã prevederilor fiºei UIC 542 sau SR 109. La cãile ferate membre ale Uniunii Internaþionale de Cãi Ferate (UIC), saboþii de frânã sunt unificaþi din punct de vedere dimensional ºi al materialului. Sabotul de frânã este supus uzurii ºi se schimbã când grosimea acestuia este la limitã, portsabotul rãmânând acelaºi. Calitatea frânãrii, caracterizatã prin lungimea drumului de frânare, depinde printre altele ºi de forma, dimensiunile ºi calitatea materialului din care este fabricat sabotul. Influenþa acestor factori este cuprinsã într-o mãsurã oarecare în valoarea coeficientului de frecare dintre sabot ºi roatã. Pe baze experimentale s-a stabilit cã lungimile optime ale saboþilor sunt de 320 mm în cazul montãrii în portsaboþi simpli ºi de 250 mm în cazul montãrii în portsaboþi dubli. Lãþimea saboþilor în toate cazurile este de 80 mm, iar fonta din care sunt turnaþi este fosforoasã, conþinutul de fosfor fiind 1% (saboþi tip P10). Sabotul din fontã fosforoasã tip P10 utilizat la SNCFR este realizat conform prevederilor fiºei UIC 832 ºi are caracteristici de frecare-uzurã optime. În anumite cazuri se pot utiliza ºi saboþi tip P14.

Figura 45 – Saboþi de frânã.

Raportul de amplificare al timoneriei acþionate pneumatic Numãrul care aratã de câte ori este amplificatã forþa dezvoltatã de aerul comprimat asupra pistonului cilindrului de frânã pentru a obþine forþa necesarã pe saboþi Ps se numeºte raport de amplificare. Elementele amplificatoare ale timoneriei de frânã, care majoreazã forþa de la Pc la Ps, sunt: levierele orizontale 2 cu braþele de pârghie a, b ºi levierele verticale 5 cu braþele de pârghie c, d (figura 46). Celelalte elemente ale timoneriei, cum sunt barele de tracþiune 10 ºi barele de conexiune 3, 4 ºi 6, servesc ca organe de transmitere a forþei la saboþi. Forþa Pc dezvoltatã la tija pistonului cilindrului de frânã se transmite în mod egal la barele de tracþiune 10 (de exemplu pentru starea de încãrcat a vagonului), prin intermediul levierelor orizontale cu lungimea braþelor de pârghii a, b. Valoarea P1 transmisã barei 10 din stânga se deduce din ecuaþia de momente faþã de punctul de articulaþie B, care joacã în mod trecãtor rolul de punct fix, ºi anume: Pc × a = P1 × b de unde: a P1 = Pc × b

(27)

Figura 46 – Schema de transmitere a forþei la saboþi.

Pentru determinarea forþelor 2Ps de la prima pereche de saboþi (pereche de saboþi ce se gãseºte montatã la ambele capete ale primei axe triunghiulare din stânga) se va scrie ecuaþia de momente faþã de punctul de articulaþie D, care, de asemenea, joacã în mod trecãtor rolul de punct fix, ºi anume: P1 × c = 2 Ps × d de unde: c 2 Ps = P1 × d Înlocuind în aceastã relaþie valoarea forþei P1 în funcþie de amplificarea levierului orizontal (relaþia 27) se obþine: a c (28) 2Ps = Pc × × b d Rezultã cã amplificarea sistemului de leviere care lucreazã unul dupã altul, adicã a levierelor legate în serie, este egalã cu produsul amplificãrilor date de levierele respective. Pentru determinarea forþelor 2Ps de la a doua pereche de saboþi, se scrie mai întâi ecuaþia de momente faþã de punctul de articulaþie E care a devenit punct fix dupã aplicarea pe roþi a perechii de saboþi respectivi. Astfel, notând cu P2 forþa care se transmite prin bara de conexiune 6, avem: P1 × ( c + d ) = P2 × d , de unde: c+d P2 = P1 × d Aceastã forþã provoacã rotirea levierului vertical din stânga în jurul punctului de articulaþie F faþã de care se scrie ecuaþia de momente pentru determinarea forþelor pe saboþii celei de a doua axe triunghiulare ºi anume: P2 × c = 2 Ps ( c + d ), de unde: c 2 Ps = P2 × c+d Înlocuind în aceastã relaþie valoarea forþei P2 în funcþie de P1 ºi apoi de Pc se obþine: c+d c c 2 Ps = P1 × × = P1 × d c+d d sau: (29) a c 2Ps = Pc × × b d

Din relaþia (29) se constatã cã amplificarea sistemului de leviere ce se întâlneºte de la tija pistonului cilindrului de frânã pânã la a doua pereche de saboþi (a doua axã triunghiularã), este aceeaºi cu amplificarea sistemului de leviere ce se întâlneºte pânã la prima pereche de saboþi (relaþia 28). Aceastã condiþie trebuie realizatã la orice timonerie de frânã pentru a obþine forþe egale pe saboþi. În cazul timoneriei de frânã cu acþiune simetricã de construcþia celei reprezentate în figura 46 ºi care este generalizatã la majoritatea vagoanelor din parcul CFR, se obþin amplificãri egale, cu condiþia ca bara de conexiune 6 sã împartã în mod egal braþele cu pârghie între cele douã leviere verticale ale timoneriei de la fiecare osie. Aceastã condiþie se impune ºi la timoneria centralã pentru bara de conexiune 3 cu scopul de a obþine forþe egale în barele de tracþiune 10, respectiv pe saboþii de frânã de la fiecare osie a vagonului. În ultimul caz, pentru determinarea forþei P3 care lucreazã în bara de conexiune 3, se scrie ecuaþia de momente faþã de punctul de articulaþie C care, dupã aplicarea pe roþi a saboþilor din stânga, joacã rolul de punct fix. Astfel, avem: Pc ( a + b) = P3 × b, de unde: a+b P3 = Pc × b Aceastã forþã provoacã rotirea levierului orizontal în jurul punctului de articulaþie G al suportului fix de la cilindrul de frânã faþã de care se scrie ecuaþia de momente pentru determinarea forþei P1 care lucreazã în lungul barei de tracþiune din dreapta, ºi anume: P3 × a = P1 ( a + b), de unde: a P1 = P3 × a+b Înlocuind în aceastã relaþie valoarea forþei P3 în funcþie de Pc se obþine: a+b a a (30) P1 = Pc × × = Pc × b a+b b Comparând relaþia (30) cu relaþia (27) se constatã cã timoneria centralã repartizeazã în mod egal forþele la timoneria celor douã osii în cazul vagoanelor pe douã osii, sau la timoneria celor douã boghiuri în cazul vagoanelor pe patru osii. În concluzie, forþa totalã transmisã saboþilor de frânã pentru un vagon pe douã osii înzestrat de frânã simetricã va fi egalã cu suma forþelor transmise perechilor de saboþi adicã:

4

å Ps = 4 × 2 Ps 1

în care: SPs este forþa totalã pe saboþii de frânã ai vagonului; 4 – numãrul perechilor de saboþi (axelor triunghiulare); Ps – forþa pe un sabot. Dacã în aceastã relaþie se înlocuieºte valoarea forþei de pe perechea de saboþi al axei triunghiulare (2Ps) în funcþie de forþa de la tija pistonului cilindrului de frânã (relaþiile 28 sau 29), se obþine: 4

a c

å Ps = 4 × Pc × b × d

(31)

1

în care: Pc este forþa pistonului cilindrului de frânã. Rezultã cã raportul de amplificare este dat de relaþia: 4

i=

å Ps 1

Pc

=4×

a c × b d

Notând cu n numãrul perechilor de saboþi (axelor triunghiulare), relaþia raportului de amplificare sub formã generalizatã devine: a c (32) i= n× × b d Din relaþia (32) se constatã cã raportul de amplificare calculat în funcþie de lungimea braþelor de pârghie ale levierelor orizontale ºi verticale, este de n ori amplificarea sistemului de leviere legate în serie care se aflã în zona centralã a timoneriei (între generatorul de forþã ºi cea mai apropiatã pereche de saboþi). Valoarea forþei Pc datã de pistonul cilindrului de frânã se calculeazã cu ajutorul relaþiei: pd 2 (33) Pc = p × 4 în care: d este diametrul cilindrului de frânã, în cm; p – presiunea aerului în cilindrul de frânã, la o frânare totalã, în bari. La determinarea mãrimii cilindrului de frânã se va alege un raport de amplificare cât mai mic posibil, deoarece în caz contrar cursa pistonului creºte.

Valoarea optimã a raportului de amplificare la o anumitã cursã a pistonului depinde de jocul dintre saboþi ºi roþi ºi de elasticitatea elementelor timoneriei. ªtiind cã drumul parcurs de piston pentru aplicarea saboþilor pe roþi este direct proporþional cu raportul de amplificare, cu jocul dintre saboþi ºi roþi, ºi cu lungimea elasticã a elementelor timoneriei, valoarea raportului de amplificare se deduce ºi din relaþia: Cm = i( j + e), de unde: C i= m j+ e

(34)

în care: Cm – cursa medie a pistonului (la timoneria de frânã cu reglare automatã); în practicã s-a stabilit Cm = 125 mm; j – jocul dintre sabot ºi roatã, având valori cuprinse în mod normal între 3 ºi 10 mm; e – elasticitatea timoneriei faþã de axa triunghiularã, având valoarea de 2,5 mm la vagoane pe douã osii ºi de 4,2 mm la vagoane pe patru osii. Înlocuind valorile cunoscute, se obþine: igol = 4...6 (35) iîncãrcat = 9...12 Dupã ce s-a ales valoarea raportului de amplificare aflat în intervalul valorilor date de relaþia (35) se alege tipul ºi schema timoneriei de frânã, stabilind dimensiunile braþelor de pârghii ale levierelor amplificatoare, astfel ca forþele de apãsare pe toþi saboþii de frânã sã fie egale. Raportul de amplificare al timoneriei acþionate manual În cazul timoneriei de frânã acþionatã manual, nu este suficientã amplificarea obþinutã cu ajutorul elementelor timoneriei centrale ºi a osiilor, deoarece efortul aplicat la manivela frânei de mânã este mult mai redus decât cel obþinut la tija pistonului acþionat cu aer comprimat. De exemplu, efortul omului se poate considera cuprins între 30 ºi 50 daN, în timp ce la tija pistonului se pot obþine 1.000-5.000 daN, în funcþie de mãrimea cilindrului de frânã. De aceea, la timoneria centralã se articuleazã în plus timoneria frânei de mânã care majoreazã raportul de amplificare astfel încât sã se obþinã forþa necesarã la saboþi. Elementele amplificatoare ale timoneriei frânei de mânã sunt: manivela 18 de razã r, fusul de frânã 17 cu pasul h ºi levierele 13 ºi 14 ale arborelui de frânã 12 cu lungimile pârghiilor e ºi f.

Amplificarea datã de manivela frânei de mânã ºi de fusul de frânã se deduce pe baza egalitãþii lucrului mecanic produs de efortul Pm la o rotaþie completã a manivelei pentru care piuliþa 16 înainteazã cu pasul h. Astfel, notând cu P4 (figura 46) forþa care se transmite prin fusul de frânã, rezultã: Pm × 2 × p × r = P4 × h, de unde: 2× p ×r P4 = Pm h Pentru determinarea forþei P5 care lucreazã în bara de tracþiune 11 a frânei de mânã, se scrie ecuaþia de momente faþã de punctul de articulaþie N, ºi anume: P4 × e = P5 × f , de unde e P5 = P4 × f Înlocuind în aceastã relaþie valoarea forþei P4 în funcþie de Pm, se obþine: 2× p ×r e P5 = Pm × h f de unde se poate deduce raportul de amplificare im al frânei de mânã, ºi anume: P5 2 × p × r e (36) im = × × Pm h f Pentru a obþine amplificarea totalã a timoneriei de frânã în cazul acþionãrii pe cale manualã, se va face produsul amplificãrilor parþiale calculate cu ajutorul relaþiilor (32) ºi (36). Astfel, notând cu it raportul de amplificare total, rezultã: 2× p ×r e a c (37) it = im × i = × ×n× × h f b d dacã bara de tracþiune a frânei de mânã este articulatã în acelaºi punct cu tija pistonului cilindrului de frânã. În cazul când articulaþia are loc în alt punct, când braþul levierului cilindrului de frânã devine a1, raportul de amplificare va fi: 2 × p × r e n c æ a1 a1 + b a ö (38) it = × × × ç + × ÷ h f 2 dè b a + b a + bø Înlocuind în relaþia (37) valoarea raportului de amplificare al timo-

neriei acþionatã pe cale pneumaticã corespunzãtor poziþiei încãrcat (i = 9...12) rezultã: (39) it = (9...12) im Din relaþia (39) se constatã cã raportul total de amplificare al frânei acþionate manual nu poate fi influenþat simþitor decât de valoarea amplificãrii im a frânei de mânã. Pentru limitarea acestui raport se pune condiþia ca efortul Pm dezvoltat de frânar la manivelã sã fie amplificat astfel încât forþa P5 sã fie egalã aproximativ cu Pc dezvoltatã de aerul comprimat asupra pistonului cilindrului de frânã. Prin realizarea acestei condiþii se va obþine pe saboþi aceeaºi forþã ca ºi în cazul frânei acþionatã pneumatic. În acest caz, avem: P5 P im = = c Pm Pm Din practicã se constatã cã pentru valori ale raportului de amplificare i = 9...12 la o cursã medie a pistonului de 125 mm se obþine un raport de amplificare it max = 1.500.

La orice construcþie de timonerie este important ca forþa de apãsare pe fiecare sabot calculatã teoretic sã acþioneze ºi în realitate în timpul frânãrii. Pentru satisfacerea acestei condiþii, la stabilirea poziþiei de lucru a elementelor timoneriei de frânã trebuie sã se þinã seama de faptul cã randamentul maxim al acesteia se obþine atunci când levierele ºi barele de conexiune sunt paralele ºi perpendiculare între ele. Însã uzura saboþilor ºi a roþilor monobloc sau cu bandaj, precum ºi uzura din articulaþii fac ca, pe de o parte, sã fie inevitabilã o oarecare poziþie oblicã a levierelor timoneriei, iar pe de altã parte sã creascã cursa pistonului, ceea ce conduce la micºorarea forþei de frânare. Pentru ca influenþa nefavorabilã a acestor elemente sã fie cât mai micã, se pune condiþia ca perpendicularitatea dintre levierele ºi barele timoneriei sã se obþinã la o uzurã medie a acestora ºi la o cursã medie a pistonului cilindrului de frânã. Timoneria centralã cu reglare manualã. În cazul cel mai simplu, timoneria centralã cu reglare manualã, este formatã din levierele orizontale 1 ºi 2 legate între ele cu bara de conexiune 3 (figura 47). Poziþiile acestor leviere sunt determinate de poziþiile elementelor de la timoneria osiilor ºi de cursa pistonului cilindrului de frânã.

Figura 47 – Poziþiile levierelor timoneriei centrale cu reglare manualã.

Dacã presupunem timoneria de frânã în stare nouã ºi saboþii depãrtaþi de roþi cu jocul j, pentru care levierele orizontale ocupã poziþia I, în momentul j în care saboþii s-au aplicat pe roþi levierele orizontale vor ocupa poziþia II. Pentru aceasta pistonul cilindrului de frânã a parcurs cursa A, în timp ce barele de tracþiune au parcurs fiecare cursa i0 × j (i0 reprezintã raportul de amplificare al timoneriei osiilor din partea stângã sau din partea dreaptã faþã de timoneria centralã, iar j – jocul dintre saboþi ºi roþi). Dupã aplicarea saboþilor pe roþi pânã la realizarea forþei maxime de frânare, cursa pistonului continuã sã se mãreascã datoritã lungirii elastice a timoneriei cu valoarea i × e, pentru care levierele orizontale ocupã poziþia III. În aceastã situaþie cursa totalã a pistonului va fi: C = A + i × e (40) unde: C este cursa totalã parcursã de piston; A – cursa parcursã de piston pânã la aplicarea saboþilor pe roþi; i – raportul de amplificare al întregii timonerii; e – lungimea elasticã a timoneriei raportatã la axa triunghiularã (la perechea de saboþi). Aceastã cursã nu rãmâne constantã în timpul exploatãrii, deoarece uzura saboþilor, uzura din articulaþiile timoneriei ºi uzura bandajelor fac ca jocul dintre saboþi ºi roþi sã se mãreascã ºi, ca urmare, cursa pistonului sã creascã considerabil. Cursa pistonului influenþeazã forþa de la tija pistonului, consumul de aer comprimat, ca ºi timpul de obþinere a forþei maxime de frânare, ºi de aceea valoarea ei trebuie sã fie menþinutã între limite bine stabilite.

În caz contrar vagoane din acelaºi tren având curse ale pistoanelor de valori mult diferite, s-ar frâna în timpi diferiþi dând naºtere la ºocuri între vagoane. De aceea este necesar ca toate uzurile care influenþeazã cursa pistonului sã se compenseze prin reglarea timoneriei. La vagoanele de construcþie mai veche ºi la o parte a vagoanelor transpuse reglarea timoneriei de frânã se face pe cale manualã. Pentru aceasta timoneria de frânã, respectiv barele de tracþiune dintre timoneria osiilor ºi timoneria centralã sunt prevãzute cu gãuri de reglare cu ajutorul cãrora lungimea lor poate fi modificatã. În acest mod, reglarea se poate face numai însã la anumite intervale de timp ºi ca urmare, cursa pistonului va avea totuºi valori diferite de la un vagon la altul. Pentru ca aceastã diferenþã sã fie acceptabilã, la timoneriile de frânã cu reglare manualã s-a stabilit o variaþie a cursei pistonului cuprinsã între 100 ºi 320 mm. Prin urmare, pentru funcþionarea avantajoasã a timoneriei de frânã cu reglare manualã trebuie sã se stabileascã poziþia levierelor timoneriei centrale astfel ca sã devinã paralele între ele ºi perpendiculare pe axa cilindrului de frânã, la o cursã medie a pistonului, Cm – 150 mm (poziþia IV). Aceastã condiþie este îndeplinitã dacã bara de conexiune 3 a levierelor are lungimea L + Cm ºi dacã cu frâna slãbitã ºi în stare nouã levierele timoneriei centrale ocupã poziþii oblice determinate de cotele x ºi y. Pentru determinarea cotei x se scrie egalitatea dintre lucrul mecanic produs de forþa de la tija pistonului cilindrului de frânã ºi cel dat de forþele care lucreazã în cele douã bare de tracþiune, ºi anume: a Pc × Cm = 2 × Pc × × x , de unde: b (41) 1 b x = × Cm × 2 a Cota y se determinã geometric din figura 47 ºi anume: (42) y = x + Cm Dacã la proiectarea timoneriei de frânã, ca ºi la recondiþionarea ei cu ocazia reparaþiilor capitale, se respectã condiþiile arãtate mai sus, se pot obþine condiþii optime ºi economice de funcþionare a frânei. Timoneria centralã cu reglare automatã Spre deosebire de timoneria centralã cu reglare manualã, la timoneria centralã cu reglare automatã cele douã bare de tracþiune care merg la timoneria osiilor nu mai sunt prevãzute cu eclise ºi gãuri de reglare, deoarece una din aceste bare, de preferinþã cea din partea tijei pistonului, este chiar regulatorul automat de timonerie. Acesta are rolul de a compensa în mod automat uzura saboþilor, roþilor monobloc sau cu bandaj ºi articulaþiilor timoneriei, între douã reparaþii planificate prin variaþia lun-

gimii barei de tracþiune, astfel încât jocul de la saboþi sã rãmânã în limitele 3...10 mm, ceea ce face ca ºi cursa pistonului sã se menþinã la o valoare aproximativ constantã ºi egalã cu: c = 125 ± 10 mm Când saboþii sunt depãrtaþi de roþi cu jocul normal, iar elementele timoneriei sunt în stare nouã, levierele ocupã poziþia I (figura 48). Dupã aplicarea saboþilor pe roþi, levierele ocupã poziþia II, pentru care tija pistonului parcurge distanþa A. Aceastã distanþã, numitã ºi cursa în gol, depinde de jocul j ºi de raportul de amplificare al timoneriei i, ºi anume: A = i× j Pentru aceastã cursã în gol barele de tracþiune parcurg fiecare cursele: A b i0 × j = × 2 a Pânã la realizarea forþei maxime pe saboþi drumul parcurs de piston se majoreazã cu o cursã activã (i.e.) datoratã lungimii elastice a elementelor timoneriei ºi, astfel, cursa medie a pistonului ajunge la valoarea: Cm = A + i × e = 125 mm

Figura 48 – Poziþiile levierelor timoneriei centrale cu reglare automatã.

În acest caz, cele douã leviere ocupã poziþia III. Dacã din aceastã poziþie apar uzuri la elementele timoneriei, trebuie sã se realizeze automat

scurtarea barei de tracþiune, pentru menþinerea cursei pistonului la o valoare constantã. Notând cu u uzura totalã a elementelor timoneriei raportatã la axa triunghiularã, rezultã cã pentru compensarea acestei uzuri levierele orizontale trebuie sã ocupe poziþia IV, pentru care bara de tracþiune u din stânga se va scurta cu valoarea 2i0 × (figura 48). Dublarea valorii 2 u i0 × este justificatã de necesitatea compensãrii uzurilor atât la timoneria 2 osiilor din stânga, cât ºi la cea a osiilor din dreapta faþã de timoneria centralã. Pentru funcþionarea avantajoasã a timoneriei de frânã pe toatã perioada funcþionãrii pânã la atingerea uzurii totale, cele douã leviere ale timoneriei centrale trebuie sã se roteascã cu unghiul a (poziþia V) , astfel încât la o uzurã medie sã devinã perpendiculare pe bara de conexiune. Aceastã condiþie este satisfãcutã numai dacã iniþial, când frâna este nouã ºi în stare slãbitã, cele douã leviere ocupã poziþia L, determinatã de cotele x ºi y. Determinarea acestor cote este geometricã, urmãrind notaþiile din figura 48, anume: u y = Cm - i0 × + i0 × e + i0 × j 2 sau (43) u y = Cm - i0 æç - eö÷ + i0 × j è2 ø

Figura 49 – Timoneria centralã cu reglare automatã.

Cunoscând valoarea cotei y se poate determina ºi valoarea cotei x, deoarece între ele existã relaþia (figura 49): Cm x + y , de unde: = a a+b (44) a+b x = Cm × -y a Relaþiile (43) ºi (44) sunt valabile atât pentru timoneria de frânã cu acþiune simetricã, cât ºi pentru cea cu acþiune asimetricã, cu condiþia cunoaºterii alungirii elastice e care se determinã pe cale experimentalã pentru fiecare tip de vagon. Pentru o dispunere normalã a levierelor timoneriei centrale (figura 49) la care resortul de rechemare al timoneriei se aflã în interiorul cilindrului de frânã, iar regulatorul automat de timonerie este de tip SAB DRV, este necesarã îndeplinirea urmãtoarelor condiþii: a + b = 700 mm în cazul vagoanelor de marfã pe 2 osii a + b = 840 mm în cazul vagoanelor de marfã pe 4 osii Timoneria centralã cu schimbãtor gol-încãrcat În cazul când timoneria centralã este prevãzutã cu schimbãtor mecanic gol-încãrcat cu acþionare manualã, manevrarea acestuia permite modificarea forþei de apãsare pe saboþi pentru vagoanele de marfã, corespunzãtoare stãrii vagonului (gol sau încãrcat), prin schimbarea amplificãrii timoneriei centrale. Timoneria centralã prevãzutã cu schimbãtor

Figura 50 – Timoneria centralã cu schimbãtor gol-încãrcat.

gol-încãrcat SAB tip L sau CS 4 are douã bare de conexiune: bara de conexiune 1 pentru gol ºi bara de conexiune 2 pentru încãrcat (figura 50). La capãtul din dreapta al barei 1 se monteazã cutia dispozitivului de schimbare care protejeazã pârghia 3 ºi opritorul 4. Pentru ca forþa de la cilindru sã se transmitã fie prin bara de gol, fie prin bara de încãrcat, acestea sunt articulate cu cele douã leviere prin intermediul a douã gãuri alungite sub formã de culise. Trecerea de la un raport de amplificare la altul se face prin schimbarea pârghiei 3, care poate fi acþionatã manual din partea lateralã a vagonului sau automat. În poziþia gol pârghia 3 este introdusã în faþa opritorului 4, care, în situaþia defrânat, are faþã de acesta jocul Sx. În timpul frânãrii, bara 1, datoritã gãurii alungite, urmeazã miºcarea în gol pânã se parcurge jocul Sx. În acest interval apropierea saboþilor pe roþi se face prin bara 2 care se decupleazã în momentul când opritorul 4 atinge pârghia 3. Mai departe, forþa de la tija pistonului cilindrului de frânã se transmite la saboþi prin bara 1, realizându-se frânarea vagonului gol. În poziþia încãrcat, pârghia 3 este scoasã din faþa opritorului 4 ºi astfel, în timpul frânãrii, bara de tracþiune 1 urmeazã miºcarea în gol datoritã gãurii alungite prin care alunecã bulonul de articulaþie. Forþa de la tija pistonului cilindrului de frânã se transmite la saboþi numai prin bara 2. Rezultã cã, atât în poziþia gol, cât ºi poziþia încãrcat, apropierea saboþilor pe roþi se face numai prin bara 2, asigurându-se aceeaºi cursã în gol a pistonului (cota A), indiferent de poziþia schimbãtorului. Prin aceasta, timpii de frânare ºi de slãbire sunt aproximativ aceiaºi la vagoanele goale sau încãrcate din acelaºi tren, având loc frânãri mai liniºtite. În acest caz, cursa în gol a pistonului, respectiv cota A, depinde numai de raportul de amplificare al timoneriei, realizat prin bara 2, care se noteazã cu i2, ºi de jocul dintre saboþi ºi roþi, indiferent de poziþia schimbãtorului, ºi anume: A = i2 × j Înlocuind în aceastã relaþie raportul de amplificare i2 în funcþie de raportul de amplificare al timoneriilor osiilor ºi de braþele a2, b2 ale levierelor orizontale, se obþine: a A = 2 × i0 × 2 × j (45) b2 Introducând în formulele (43) ºi (44) valorile cursei medii Cm = Cg + Ci = 125 mm cu: 2 a Cg = A + 1 × e b1

Ci = A +

a2 ×e b2

se obþin cotele: u A b y = Cm - i0 æç - eö÷ + × 2 è 2 ø 2 a2 a + b2 x = Cm 2 -y a2 La montarea dispozitivului de comutare trebuie ca opritorul 4 sã fie astfel reglat încât în timpul frânãrii, în poziþia gol, jocul Sx sã fie complet consumat în momentul aplicãrii saboþilor pe roþi. În caz contrar s-ar putea întâmpla ca o parte din cursa în gol sã treacã prin bara de încãrcat ºi astfel sã se producã suprafrânãri care ar conduce la blocarea roþilor. Timoneria osiilor pentru vagoane pe douã osii La stabilirea poziþiilor ocupate de levierele verticale ale timoneriei osiilor trebuie sã se þinã seama de uzura totalã a elementelor timoneriei (saboþi, bandaje ºi articulaþii) ce poate apare în exploatare, astfel încât levierele sã nu se încline prea mult faþã de verticalã. Pentru ca înclinarea sã fie minimã trebuie ca poziþia perpendicularã sã se obþinã la uzura medie a elementelor timoneriei. Pentru aceasta, la aplicarea saboþilor pe roþi atunci când frâna este nouã cele douã leviere verticale trebuie sã ocupe poziþia I, când sunt înclinate faþã de verticalã cu unghiurile a ºi b (figura 51). Aceeaºi înclinare trebuie sã se obþinã ºi în poziþia II, când a apãrut uzura maximã. Pentru cazul roþilor monobloc sau cu bandaj, uzura maximã a elementelor care produc schimbarea poziþiei levierelor verticale în timpul exploatãrii este datã de relaþia: u = us + ub + ua = 105 mm

(46)

în care: us este uzura maximã a sabotului (us @ 45 mm); ub – uzura maximã a roþii mãsuratã pe raza cercului de rulare (ub = 45 mm); ua – uzura în articulaþiile timoneriei în exploatare raportatã la axa triunghiului (ua = 15 mm). Din figura 51 rezultã cã înclinarea levierului CD este mult mai mare decât înclinarea levierului AB, pentru cã levierul CD se înclinã atât pentru consumarea uzurii din stânga (adicã deplasarea punctului de articu-

laþie B în B¢), cât ºi pentru consumarea uzurii din dreapta (adicã deplasarea punctului de articulaþie D în D¢). În acelaºi timp punctul de articulaþie C se deplaseazã în C¢, respectiv bara de tracþiune care merge la timoneria centralã parcurge cursa i0 × u. Pentru ca aceastã cursã sã nu provoace o majorare a cursei pistonului cilindrului de frânã trebuie ca regulatorul automat de timonerie sã scurteze bara de tracþiune în mod continuu pe mãsurã ce apare în exploatare uzura u. Capacitatea de scurtare a regulatorului de timonerie în cazul vagoanelor pe douã osii trebuie sã fie egalã cu 2 × i0 × u pentru a compensa uzurile atât de la timoneria osiei din stânga, cât ºi de la timoneria osiei din dreapta.

Figura 51 – Poziþiile levierelor verticale de la timoneria unei osii.

De exemplu, la vagoanele pe douã osii la care braþele de pârghie ale levierelor verticale sunt egale între ele (c = d), raportul de amplificare al timoneriei unei osii este: c c+d c c i0 = + × = 2× = 2 d d c+d d Corespunzãtor acestei valori, capacitatea maximã a regulatorului de timonerie trebuie sã fie: 2 × i0 × u = 2 × 2 × 105 = 420 mm Acoperitor, la majoritatea vagoanelor pe douã osii se utilizeazã regulatorul automat de timonerie cu capacitatea de 450 mm. În cazul când frâna este slãbitã ºi în stare nouã, înclinarea levierelor verticale se mãreºte datoritã anulãrii elasticitãþii e ºi depãrtãrii saboþilor

de roatã cu jocul j. În aceastã situaþie (figura 52), þinând cont cã la apariþia uzurii medii levierele verticale devin paralele între ele ºi perpendiculare pe bara de egalizare, rezultã: d u Z 1 = + j + n - m - æç j + e + ö÷ è 2 2ø sau: (47) d u Z 1 = + n - æç m + e + ö÷ è 2 2ø în care: Z1 este distanþa de la axa verticalã a osiei pânã la punctul de suspendare a levierului AB; d – diametrul roþii în stare nouã; n – distanþa de la centrul cepului axei triunghiulare pânã la suprafaþa activã a sabotului mãsuratã pe axa radialã; m – distanþa de la centrul cepului axei triunghiulare pânã la centrul articulaþiei acesteia cu levierul vertical.

Figura 52 – Poziþiile avantajoase ale levierelor verticale de la timoneria unei osii.

Cunoscând valoarea distanþei Z1 se poate deduce ºi valoarea distanþei Z2 mãsuratã de la axa verticalã a osiei pânã la articulaþia C a levierului vertical cu bara de tracþiune, ºi anume: u (48) Z 2 = Z 1 - i0 × æç j + e + ö÷ è 2ø

Din condiþia de perpendicularitate ºi de simetrie a levierelor faþã de axa verticalã a osiei rezultã cã lungimea barei de egalizare este egalã cu 2 × Z 1. Din cele expuse mai sus rezultã cã atât la construcþia timoneriei, cât ºi la reparaþia ei trebuie respectate cu stricteþe condiþiile impuse, deoarece în caz contrar nu se mai obþin poziþii avantajoase pentru leviere, ceea ce duce la micºorarea randamentului timoneriei ºi deci la reducerea forþei de frânare. Cu ocazia reparaþiilor, valorile Z1 ºi Z2 se vor stabili funcþie de uzura u admisã la reparaþii (în aceste cazuri uzurile us, ub ºi ua diferã faþã de cele din exploatare). Timoneria osiilor pentru vagoane pe boghiuri Considerând frâna în stare nouã, ca ºi în cazul precedent având saboþii depãrtaþi de roþi cu josul reglementat j = 3...10 mm, cele patru leviere verticale vor ocupa poziþiile din figura 53 în care s-a reprezentat timoneria osiilor pentru un boghiu pe douã osii. Osia I este osia exterioarã a boghiului plasatã spre capãtul vagonului, iar osia II este interioarã plasatã spre mijlocul vagonului. De levierul GH al timoneriei osiei II se articuleazã bara de tracþiune care merge la timoneria centralã.

Figura 53 – Poziþiile levierelor verticale de la timoneria unui boghiu.

Din condiþiile geometrice de lucru ale levierelor timoneriei osiilor, rezultã cã levierele AB ºi CD ale timoneriei osiei I lucreazã în aceleaºi condiþii ca ºi cele de la vagonul pe douã osii. În acest caz poziþiile de lucru ale acestor leviere se determinã cu relaþiile (47) ºi (48) pentru care s-a considerat uzura totalã u = 105 mm. Pentru timoneria osiei II nu se poate considera compensarea uzurii totale, deoarece ar duce la o înclinare prea mare pentru levierul GH ºi la blocarea timoneriei.

De exemplu, considerând uzura totalã u = 105 mm, punctul G parcurge cursa i0 × u. Raportul de amplificare i0 se referã la timoneria celor douã osii care se determinã dupã cum urmeazã: c c+d c c+d d c c+d d i0 = + × + × × + × × d d c+d d c+d d d c+d (49) c+d c c × × =4× d c+d d Pentru c = d, i0 = 4, iar cursa punctului G va fi: i0 × u = 4 × 105 = 420 mm Aceastã cursã a barei de tracþiune, care este dublã faþã de cea obþinutã pentru vagonul pe douã osii, produce o înclinare mare nu numai levierului GH, cât ºi levierelor timoneriei centrale ºi astfel timoneria funcþioneazã cu un randament scãzut sau se poate bloca. Pentru înlãturarea acestor dezavantaje, poziþia iniþialã a levierelor EF ºi GH se stabileºte, pentru uzurile maxime ce pot apare între douã revizii periodice. Aceastã uzurã, notatã cu u1, se calculeazã cu ajutorul relaþiei (46), în care uzura bandajului ub se considerã cea care apare între douã revizii periodice. Din practicã s-a constatat cã uzura roþii monobloc sau cu bandaj între douã revizii periodice este de aproximativ 7 mm. În acest caz, uzura u1 este: u1 = 45 + 7 + 15 = 67 mm (50) Compensarea acestor uzuri duce la o capacitate a regulatorului automat de timonerie egalã cu: (51) 2 × i0 × i1 = 2 × 4 × 67 = 536 mm Acoperitor la vagoanele pe patru osii se utilizeazã regulatorul automat de timonerie cu capacitatea de 600 mm. Restul uzurii se compenseazã manual, prin scurtarea lungimii saniei cu distanþa Z (figura 53) care se executã cu ocazia introducerii vagonului în reparaþie. Cu ocazia reviziilor periodice, pentru refacerea profilului sau bandajului acesta este restrunjit ºi astfel grosimea bandajului se mai reduce cu aproximativ 5-6 mm care se adaugã la uzura normalã de exploatare. În acest caz la stabilirea poziþiilor levierelor EF ºi GH se va lua în considerare uzura u2 ce apare între douã revizii dupã ce roþile monobloc sau cu bandaj au fost restrunjite. Astfel avem: u2 = 67 + 6 = 73 mm

(52)

Relaþia de calcul pentru poziþia levierului GH, respectiv cota Z4 se deduce din condiþia de perpendicularitate a acestui levier cu bara de tracþiune când apare uzura medie (jumãtate din uzura u2). Astfel, rezultã: d Z 4 = + i + n - m - c (53) 2 unde: u (54) c = (1 + i0 ) × æç j + e + 2 ö÷ è 2ø ªtiind cã distanþa dintre punctele B ºi D este egalã cu distanþa dintre punctele F ºi H, iar bara de egalizare de la timoneria osiei I, din motive constructive, are aceeaºi lungime ca ºi bara de egalizare de la timoneria osiei II, rezultã: Z1 + Z 2 = Z3 + Z 4

(55)

de unde: (56) Z3 = Z1 + Z 2 - Z 4 Fiind cunoscute poziþiile levierelor ºi notând cu p ampatamentul boghiului (distanþa dintre osii) se poate determina lungimea saniei ls, care este datã de relaþia: l s = p - ( Z 2 + Z 3 ) (57) Pentru determinarea distanþei de reglare manualã, respectiv scurtarea saniei între douã revizii periodice cu distanþa Z, în figura 54 s-au reprezentat poziþiile intermediare ocupate de levierul GH la diferite uzuri, ºi anume: I – reprezintã poziþia levierului când frâna este în stare nouã; II– reprezintã poziþia levierului când uzura roþii a atins valoarea admisã dintre douã revizii (u1 = 67 mm); III – reprezintã poziþia levierului dupã revizia periodicã, când profilul roþii este readus la normal ºi saboþii sunt uzaþi (u2 = 73 mm); IV – reprezintã poziþia levierului dupã revizia periodicã cu saboþii noi ºi jocul regulamentar în articulaþii; V – reprezintã poziþia levierului dupã ce lungimea saniei s-a redus cu distanþa Z. Din figura 54 rezultã cã distanþa Z dintre douã gãuri de reglare este datã de relaþia: Z = i0 ( u 2 - u s - u a ) (58) În cazul uzurilor stabilite mai sus rezultã:

Z = 4 (73 – 45 – 15) = 60 mm Numãrul de reglãri se determinã în funcþie de grosimea bandajului disponibil pentru uzurã, care este de 45 mm pe razã. ªtiind cã între douã revizii grosimea bandajului se micºoreazã cu aproximativ 13 mm, rezultã cã în perioada de exploatare a bandajului se pot face trei reglãri. În figura 54 analizând poziþia levierului GH, rezultã cã atunci când devine perpendicular pe bara de egalizare se poate calcula: u u i0 2 + 2 2 sin b1 = 2 a+b Pentru u2 = 73 mm; a = b; i0 = 4; sin b = 0,472 iar unghiul b = 28°. Înclinarea maximã a oricãrui levier vertical nu trebuie sã fie mai mare de 30° deoarece punctul H poate trece deasupra axei orizontale a roþii ºi prin aceasta poziþia axei triunghiulare se depãrteazã de situaþia optimã.

Figura 54 – Poziþiile levierelor verticale de la timoneria osiei interne a boghiului la diferite uzuri.

Lungimea barelor de tracþiune Lungimea barelor de tracþiune care leagã timoneria centralã de timoneria osiilor depinde de distanþa dintre osiile vagonului pe douã osii (sau dintre osiile interioare ale boghiurilor), ºi de poziþia relativã a cilindru-

lui de frânã faþã de acestea. Distanþa totalã dintre osii (figura 55) este datã de relaþia: L t = L + L1 + L 2 = a - p

Figura 55 – Lungimea barelor de tracþiune:

L este distanþa de la axa tijei pistonului pânã la axa gãurii suportului fix; L1 distanþa de la axa gãurii tijei pistonului pânã la axa osiei din stânga; L2 distanþa de la axa gãurii suportului fix pânã la axa osiei din dreapta; a – ampatamentul vagonului; p – ampatamentul boghiului.

Distanþa L1 se alege în funcþie de tipul regulatorului de timonerie utilizat ºi este datã de relaþia: L1 = z + 0 + Lr + y în care: z – este distanþa de la axa osiei pânã la axa gãurii din capul barei de tracþiune (în cazul vagoanelor pe douã osii se calculeazã cu relaþia (48), iar în cazul vagoanelor pe patru osii se calculeazã cu relaþia (53); 0 – distanþa de la axa gãurii din capul barei de tracþiune pânã la reperul de pe ºurubul de reglare care indicã lungimea totalã a regulatorului (aceastã distanþã se determinã constructiv dupã care s-a stabilit poziþia cilindrului de frânã pe ºasiu); Lr – lungimea totalã a regulatorului de timonerie când acesta este complet deºurubat; y – cota care indicã înclinarea levierului tijei pistonului, care se calculeazã cu relaþia (43) dupã cum timoneria centralã are sau nu schimbãtor mecanic gol-încãrcat (în aceste relaþii se va lua uzura u = 105 mm la vagoane pe douã osii, sau u2 = 73 mm la vagoane pe patru osii). Cu aceste date, poziþia cilindrului de frânã faþã de osia din dreapta va fi datã de relaþia: L2 = Lt – (L1 + L) Cunoscând poziþia cilindrului de frânã pe ºasiu, lungimea barei de tracþiune din stânga va fi datã de relaþia:

L s = L1 - ( y + z) (59) iar a barei de tracþiune din dreapta va fi datã de relaþia: L d = L 2 - ( x + z)

(60)

Condiþii de suspendare a saboþilor de frânã La timoneriile de frânã cu acþiunea simetricã suspendarea saboþilor de frânã de ºasiul vagonului pe douã osii, sau de cadrul boghiului la vagoanele pe patru osii, se face þinând seama de urmãtoarele condiþii: – când frâna este slãbitã, jocul dintre sabot ºi bandaj sã fie egal în ambele pãrþi, iar suprafaþa activã a sabotului sã fie paralelã cu cea a roþii; – în timpul mersului cu frâna slãbitã, când se produc trepidaþii, saboþii sã nu se apropie de roþi, ci, dimpotrivã, sã tindã a se menþine depãrtaþi; – reacþiunile din suspensori sã influenþeze cât mai puþin forþa de apãsare a saboþilor rezultatã din calcul, chiar când se schimbã direcþia de mers sau se reduce diametrul roþilor dupã restrunjire. Primele douã condiþii sunt îndeplinite dacã: – pentru saboþi ºi roþi noi, punctele de suspendare E sunt plasate în afara verticalei care trece prin centrul de greutate al portsabotului ºi sabotului; – reacþiunile din suspensori provenite din greutatea proprie a elementelor timoneriei sunt egale; – punctele de suspendare N sunt plasate pe linia centrului de greutate (figura 56 a). În cazul când punctele de suspendare N coincid cu punctele de articulaþie ale portsabotului cu axele triunghiulare, atunci portsaboþii sunt prevãzuþi cu un dispozitiv de reglare (figura 56 b) pentru menþinerea sabotului paralel cu suprafaþa roþilor. La acest sistem de suspendare atârnãtorii de saboþi sunt dubli ºi sunt reuniþi cu portsabotul prin cepul axei triunghiulare. În cazul când se utilizeazã doi saboþi de aceeaºi parte a roþii, montaþi într-un portsabot, suspendarea ºi dispozitivul de reglare au forma din figura 56 c. Pârghia curbã a dispozitivului de reglare este fixatã pe cepul axei triunghiulare cu ajutorul unei pene. La slãbire, dispozitivul de reglare asigurã depãrtarea paralelã a sabotului de roatã. A treia condiþie este îndeplinitã dacã, în timpul frânãrii, direcþia reacþiunii din suspensori (axa suspensorului) este perpendicularã pe direcþia de apãsare a sabotului pe roatã.

Figura 56 – Suspendarea saboþilor de frânã.

Practic, aceastã condiþie nu poate fi respectatã în întregime din cauza uzurii saboþilor ºi roþilor care fac ca, pe mãsurã ce apare uzura, punctele de suspendare N sã se apropie de centrul roþii, în timp ce punctele de suspendare pe ºasiu E rãmân neschimbate. De aceea, poziþia perpendicularã trebuie sã se obþinã la starea de uzurã medie a saboþilor ºi roþilor aºa cum reiese din figura 57. În aceastã poziþie axa suspensorilor trebuie sã formeze cu verticala un unghi a, în aºa fel ca la frâna nouã, când saboþii se deplaseazã spre exterior cu uzura medie ºi cu jocul j (45 + 10 = 55 mm), centrul de greutate G devenit G1 sã rãmânã totuºi la distanþa minimã x faþã de verticala care trece prin punctul de suspendare cãtre centrul roþii.

Figura 57 – Poziþia avantajoasã de suspendare a saboþilor de frânã.

Valoarea distanþei minime x rezultã din condiþia ca greutatea sabotului sã producã un moment care sã contribuie la depãrtarea saboþilor de roþi în timpul slãbirii frânei. Calculând aceastã distanþã pentru dimensiunile saboþilor standardizaþi, rezultã o înclinare minimã a suspensorilor de 4°. Acestei înclinãri îi corespunde o coborâre a saboþilor faþã de axa orizontalã a roþii cu distanþa y, care se determinã cu ajutorul relaþiei: y = d × sin a în care: y este distanþa de aºezare a sabotului sub axa orizontalã a roþii; d – distanþa de la centrul roþii pânã la articulaþia sabotului cu cepul axei triunghiulare (d = 595 mm). Cu aceste date se obþine: y = 595 × 0, 0673 = 40 mm Rezultã cã pentru a respecta condiþia de perpendicularitate a suspensorilor cu direcþia radialã a saboþilor la uzurã medie ºi, totodatã, când frâna este nouã suspensorii sã ajungã pe verticalã, trebuie ca saboþii sã se aºeze sub axa orizontalã a roþii cu distanþa minimã de 40 mm. La stabilirea acestei distanþe trebuie sã se þinã seama de starea de încãrcare a vagonului, deoarece pe mãsurã ce vagonul are o încãrcãturã mai mare, saboþii coboarã mai mult sub axa orizontalã a roþii. De aceea, în practicã, majoritatea vagoanelor au saboþii aºezaþi chiar în axa orizontalã a roþii atunci când vagonul este gol, distanþa y realizându-se automat pe mãsurã ce vagonul se încarcã. Condiþiile de suspendare a levierelor verticale Timoneria de frânã a osiilor se suspendã de ºasiu sau de cadrul boghiului astfel încât la frâna slãbitã jocul dintre sabot ºi roatã sã fie aproximativ egal în ambele pãrþi. Prin respectarea acestei condiþii se evitã atingerea unui sabot sau a celuilalt de roatã, atunci când frâna este slãbitã, reducând uzura prematurã ºi neuniformã a saboþilor ºi mai ales pierderile de forþã de tracþiune legate de aceasta. În exploatare, chiar la vagoanele noi, se observã cã jocul dintre talpa sabotului ºi roatã nu este egal în ambele pãrþi, prezentând mari diferenþe. Pentru înlãturarea acestei deficienþe este necesar ca supensorii levierilor verticale sã ocupe o poziþie bine stabilitã, astfel ca atât pentru saboþi noi ºi roþi noi, cât ºi pentru uzura parþialã a lor, jocul dintre saboþi ºi roþi sã fie aproximativ acelaºi în ambele pãrþi. Pentru a stabili poziþia de suspendare a levierelor verticale, s-a repre-

zentat în figura 58 timoneria de frânã a unei osii în stare nouã cu saboþii egal depãrtaþi de roþi, la care punctele de suspendare A, E ºi F au fost stabilite constructiv, respectându-se condiþiile expuse mai sus, rãmânând de stabilit în continuare numai direcþia suspensorului S. La stabilirea direcþiei suspensorului S se þine seama de greutãþile proprii ale elementelor timoneriei, care pentru timoneria de frânã unificatã are urmãtoarele valori: G1 = 5 daN, greutatea suspensorului de sabot; G2 = 25 daN, greutatea sabotului ºi a portsabotului; G3 = 35 daN, greutatea axei triunghiulare; G4 = 25 daN, greutatea levierului vertical, la care se adaugã jumãtate din greutatea barei de egalizare; G5 = 10 daN, jumãtate din greutatea barei de tracþiune. Studiul echilibrãrii acestor greutãþi se face pe cale graficã, divizând prin secþiunea a–b sistemul de pârghii din figura 58 în douã sisteme parþiale, I ºi II. În locul secþiunii se introduce forþa K aplicatã la ambele sisteme parþiale în mod egal ºi în sens contrar. Din sistemul parþial I se poate deduce valoarea forþei K astfel încât sã se obþinã echilibru. Valoarea acestei forþe se introduce în sistemul parþial II ºi se cautã echilibrarea acestuia prin dispunerea corespunzãtoare a suspensorilor S. Astfel, pentru exemplul dat care este valabil pentru majoritatea timoneriilor de frânã cu acþiune simetricã ce se utilizeazã la vagoanele pe douã osii din parcul CFR, rezultã cã echilibrul se obþine atunci când suspensorul S este dispus înclinat spre stânga cu unghiul g 1 = 80°. În exploatare atât saboþii, cât ºi roþile se uzeazã, de aceea poziþia suspensorilor ºi a levierelor se modificã ºi deci starea de echilibru a întregului sistem devine instabilã.

Figura 58 – Schema timoneriei de frânã a unei osii ºi forþele statice care acþioneazã asupra ei, pentru saboþi noi ºi roþi noi.

Figura 59 – Schema timoneriei de frânã a unei osii ºi forþele statice care acþioneazã asupra ei, pentru uzura maximã a saboþilor ºi roþilor.

Pentru ca ºi în aceastã situaþie sistemul sã fie în echilibru, iar saboþii sã fie egal depãrtaþi de roþi, se analizeazã cazul limitã când saboþii ºi roþile au ajuns la uzura maximã. În figura 59 s-a reprezentat cazul limitã când fiecare sabot a pierdut din greutate câte 10 daN ºi deci G2 = 15 daN, iar punctele de suspendare N s-au deplasat cãtre centrul roþii cu uzura maximã de 90 mm (45 mm uzura saboþilor ºi 45 mm a roþilor). Procedând la echilibrarea timoneriei ca ºi în cazul precedent, rezultã cã suspensorul S trebuie sã ocupe altã poziþie pentru a se obþine echilibrul sistemului, ºi anume poziþia verticalã, adicã g 2 = 90°. În exploatare nu este posibil sã se modifice înclinarea suspensorului S în funcþie de uzurã ºi de aceea poziþia optimã a acestui suspensor va trebuie sã se obþinã la uzura medie a saboþilor ºi roþilor. Studiind cele douã valori limitã ale unghiului g se constatã cã dacã se dispune suspensorul S pe verticalã când frâna este nouã (figura 58, poziþia punctatã), acesta se abate faþã de valoarea optimã (g 1 = 80°) cu 10°, iar când saboþii ºi bandajele s-au uzat la maximum, unghiul g se modificã, în sensul cã se reduce cu 10° datoritã deplasãrii punctului C cãtre dreapta, care, de asemenea, este diferit faþã de cel optim (g 2 = 90°) tot cu 10°. Rezultã cã în timpul apariþiei uzurii saboþilor ºi roþilor unghiul g are o variaþie faþã de valoarea optimã cu ±10°. Aceastã variaþie minimã nu influenþeazã starea de echilibru a sistemului de leviere datoritã prezenþei forþelor de frecare din articulaþii. În concluzie, atât cu ocazia construcþiei timoneriei osiilor, cât ºi cu ocazia verificãrii ei în cadrul reparaþiilor, suspensorul S trebuie sã fie dispus pe verticalã dacã saboþii sunt noi ºi dacã diametrul roþii este cel normal. În felul acesta se va evita uzura inutilã a saboþilor ºi pierderilor de forþã de tracþiune legate de aceasta, realizându-se o funcþionare economicã a timoneriei în exploatare.

Condiþia esenþialã pentru funcþionarea avantajoasã a timoneriei de frânã constã în pãstrarea constantã a jocului la saboþi, ceea ce implicã realizarea unei curse constante a pistonului cilindrului de frânã. Pentru aceasta este necesar ca pe mãsurã ce apar uzuri la saboþi ºi roþi sã se regleze timoneria, operaþie care se executã fie manual, fie automat. Reglarea manualã, pe lângã faptul cã este imperfectã, necesitã personal mult ºi nu se poate executa decât prin oprirea vagonului din circulaþie, iar în condiþiile actuale de mecanizare ºi automatizare a transportului feroviar, este necesar ca reglarea timoneriei vagoanelor sã se asigure în toate cazurile numai pe cale automatã.

Pentru aceasta, timoneria de frânã a vagoanelor este prevãzutã cu un regulator automat. El se monteazã în locul uneia din barele de tracþiune ale timoneriei, de obicei în locul barei de tracþiune de la levierul orizontal al tijei pistonului cilindrului de frânã ºi scurteazã sau lungeºte, dupã nevoie, în funcþie de jocul dintre saboþi ºi roþi, numai aceastã barã. Rezultã cã între douã revizii ale vagonului, în exploatare nu este necesarã nici o reglare manualã a timoneriei. Regulatoarele automate de timonerie cele mai utilizate sunt de forma celor reprezentate în figura 60 ºi poartã iniþialele SAB dupã numele firmei constructoare “Svenska Aktiebolaget Bromsregulator”. Descrierea ºi funcþionarea acestor regulatoare de timonerie se gãsesc în literatura de specialitate ºi în instrucþiile de frânare CFR.

Regulator automat de timonerie SAB – DA 2.

Regulator automat de timonerie SAB – DRV. Figura 60.

Masa frânatã calculatã ºi înscrisã pe placa lateralã a vagonului este realizatã efectiv atunci când cursa pistonului cilindrului de frânã rãmâne între limitele prescrise (cele prevãzute în instrucþiile de exploatare), deoarece la rândul ei, cursa influenþeazã forþa de la tija pistonului ºi mai ales timpul necesar obþinerii forþei maxime de frânare. Nerealizarea cursei maxime a cilindrului de frânã poate sã conducã la micºorarea forþei maxime de apãsare a saboþilor ºi în consecinþã la scãderea corespunzãtoare a greutãþii frânate. În faza de aplicare a saboþilor pe roþi cursa pistonului este determinatã de jocul dintre saboþi ºi bandajele roþilor, de jocul din articulaþiile ti-

moneriei, care prin uzurã cresc continuu în exploatare, iar în faza de strângere este determinatã de deformaþiile elastice ale elementelor timoneriei care rãmân aproximativ constante, fiind proporþionale cu forþele de apãsare a saboþilor pe roþi. Prin utilizarea regulatoarelor automate de timonerie se acþioneazã tocmai asupra pãrþii variabile a cursei (cursa de aplicare). Fiind montat pe o barã de tracþiune a timoneriei, regulatorul scurteazã sau lungeºte automat, dupã necesitate, aceastã barã ºi astfel compenseazã uzura saboþilor, a roþilor ºi a articulaþiilor din timonerie, menþinând cursa de aplicare constantã la o valoare fixatã în prealabil, în funcþie de cota A. Cu toate acestea, în construcþia ºi repararea timoneriilor de frânã, apar cazuri când reglarea automatã nu satisface în întregime condiþia de menþinere a cursei pistonului cilindrului de frânã la o valoare constantã, în limitele prescrise, pentru perioada de exploatare cuprinsã între douã revizii periodice. Principalele cauze sunt fie jocurile prea mari în articulaþiile timoneriei la ieºirea din revizia periodicã fie jocurile elastice interne prea mari din regulator (determinate uneori de starea lor iniþialã din construcþie majorate în exploatare de uzuri). Cursa de aplicare a saboþilor pe roatã ºi influenþa jocurilor din articulaþiile timoneriei La regulatorul automat de timonerie SAB, tip DRV, cota A reprezintã cursa de aplicare a saboþilor pe roþi obþinutã la capetele barelor principale de frânã prin consumarea jocurilor dintre saboþi ºi roþi ºi a jocurilor din articulaþiile timoneriei.

Figura 61 – Dispunerea barei principale de frânã (regulator automat de timonerie SAB tip DRV) la un vagon de marfã cu timonerie centralã.

Figura 62 – Dispunerea barei principale de frânã (regulator automat de timonerie SAB tip DRV) la un vagon de cãlãtori cu timonerie fracþionatã.

La regulatorul SAB, tip D2, aceastã cotã este stabilitã la cursa pistonului, reprezentând chiar cursa de aplicare. Dispunerea barei principale de frânã ºi a barei de comandã a regulatorului DRV pentru un vagon cu timoneria centralã sau fracþionatã este arãtatã în figurile 61 ºi 62. Cota A se regleazã prin acþionarea ºurubului tijei de comandã. Urmãrind pe schemele din figura 63 ºi 64 poziþiile levierelor ºi deplasãrilor centrelor de articulaþii ale timoneriei centrale se constatã cã în ambele cazuri cursa de aplicare CA a pistonului cilindrului de frânã va fi: a C A = A (61) b adicã este proporþionalã cu cota A, factorul de proporþionalitate fiind raa portul de amplificare al levierelor timoneriei centrale. b La capetele barelor de tracþiune, prin aplicarea saboþilor pe roþi, se produc deplasãrile: A i0 = ( js + ja ) 2 2 unde: i0 – raportul de amplificare al timoneriei de osii; js – jocul mediu al saboþilor ce revin unei axe triunghiulare; ja – jocul total al articulaþiilor ce revin unei axe triunghiulare.

Figura 63 – Poziþiile levierelor ºi deplasãrile centrelor articulaþiilor la timoneria centralã.

Figura 64 – Poziþiile levierelor ºi deplasãrile centrelor articulaþiilor la timoneria fracþionalã.

Rezultã cã pentru o valoare prefixatã a cotei A, jocurile la saboþi ºi articulaþii se regleazã automat la valoarea globalã js + ja ce satisface relaþia: i0 ( js + ja ) (62) prin scurtarea sau lungirea barei de tracþiune de cãtre regulator. În aceastã relaþie, pentru cazul obiºnuit când levierele verticale ale timoneriilor de osii au raportul de braþe 1 : 1, raportul de amplificare (i0) al timoneriilor osiilor va fi: i0 = 4 – pentru vagoanele pe douã osii cu timonerie centralã obiºnuitã; i0 = 8 – pentru vagoanele pe 4 osii cu timonerie centralã obiºnuitã; i0 = 4 – pentru vagoanele pe 4 osii cu timonerie centralã fracþionatã. c Pentru cazul general când raportul de braþe este valorile de mai sus d se amplificã cu acest raport. În starea slãbitã a frânei, jocul saboþilor js este mãsurabil, la fiecare sabot de pe aceeaºi axã triunghiularã. Se mãsoarã distanþa de la centrul bolþului de articulaþie a portsabotului pânã la cercul de marcaj al grosimii minime a bandajului, din care se scade suma distanþelor de la centrul bolþului de articulaþie pânã la marginea sabotului ºi de la cercul de marcaj pânã la marginea bandajului (inclusiv teºitura exterioarã). Instrucþiile de exploatare prevãd ca acest joc sã fie de 3-10 mm Din media aritmeticã a jocurilor mãsurate la cei doi saboþi de pe aceeaºi axã triunghiularã se obþine js pe axa triunghiularã respectivã. În cazul obiºnuit când levierele verticale ale timoneriilor de osii au raportul

de braþe 1 : 1, jocurile medii de pe fiecare axã triunghiularã se adunã obþinându-se astfel i0 js = Sjs , pentru întreaga timonerie a osiilor. În cazul când raportul de braþe al levierelor verticale din timoneria c osiilor este c/d se va obþine i0 js å js , suma referindu-se, de asemenea, d la numãrul total al axelor triunghiulare din timonerie. Cunoscând astfel cursa i0 js, relaþia (62) permite determinarea indirectã a valorii medii ja a jocului din articulaþii raportatã la o axã triunghiularã, care satisface cota de reglare prefixatã A. În starea slãbitã a frânei, dacã timoneria este tensionatã prin arcul de readucere al cilindrului de frânã, saboþii se vor îndepãrta la maxim de bandaje, iar jocurile din articulaþii se vor consuma în sens contrar aplicãrii saboþilor. În aceastã situaþie, obþinutã dupã efectuarea a 2-3 frânãri ºi defrânãri succesive, pentru o valoare prefixatã a cotei A, se mãsoarã jocul la saboþi ºi se determinã suma i0 js. Din relaþia (62) se obþine: A - j0 js (63) ja = i0 Relaþia (63) conduce la rezultate concludente numai în cazul în care cota A prefixatã este mai mare decât ij0. În cazul în care saboþii rãmân aplicaþi pe roþi în starea slãbitã a frânei, înseamnã cã regulatorul, prin cota A prefixatã, a scurtat bara de tracþiune în aºa fel încât a anulat o parte din jocurile din articulaþii, în consecinþã acestea nu sunt consumate complet în sens contrar aplicãrii saboþilor. O cotã A prefixatã mult mai mare decât jocul însumat al saboþilor nu întotdeauna se poate realiza, mai ales la vagoanele cu raport mare de amplificare la timoneria centralã; s-ar ajunge la tija pistonului cilindrului de frânã la o cursã de aplicare mai mare decât cursa totalã a acestuia ºi în consecinþã la neconsumarea completã a cotei A. De aceea la SNCFR s-a elaborat o altã metodã de izolare a jocurilor din articulaþii, care sã elimine neajunsurile arãtate mai sus ºi care sã punã în concordanþã suma jocurilor din articulaþii cu scurtarea regulatorului. Metodologia constã în efectuarea urmãtoarelor operaþii (vezi ºi figura 65): l Regulatorul se deºurubeazã (se lungeºte) complet prin rotirea corespunzãtoare a carterului (þeava exterioarã 19) ºi cu bara de comandã demontatã. Prin aceastã operaþie, întotdeauna posibilã, saboþii se vor îndepãrta la maxim de bandaje, iar jocurile din articulaþii se vor consuma complet, în sens contrar aplicãrii saboþilor. În aceastã situaþie se mãsoarã jocurile saboþilor, determinând pe i0 js = Sjs ;

l Se mãsoarã distanþa S1 de la reperul de mãsurare de pe tija ºurubului de reglare (bara de tracþiune) pânã la capãtul manºonului de protecþie (figura 65); l Se monteazã bara de comandã ºi se regleazã cota A = 0, efectuându-se câteva frânãri ºi defrânãri totale repetate, menþinând pe A la aceastã valoare. Având cota A = 0, regulatorul va scurta bara de tracþiune cu atât, încât sã anuleze complet jocul saboþilor ºi jocul de articulaþii, saboþii rãmânând aplicaþi pe bandaje, jocul din articulaþii consumându-se complet în sensul aplicãrii saboþilor pe roþi. La timoneriile centrale cu comutator mecanic de gol-încãrcat, se regleazã în prealabil cota Sx; l Se mãsoarã distanþa S2 dintre reperul de mãsurare de pe tija ºurubului ºi capãtul manºonului de protecþie. Diferenþa S = S1 – S2 indicã scurtarea barei de tracþiune produsã de regulator pentru a anula complet jocul saboþilor ºi al articulaþiilor. Valoarea medie ja a jocului din articulaþii raportatã la o axã triunghiularã va fi: S - i0 js (64) ja = i0 Dupã cum se constatã aceastã metodã poate fi aplicatã în orice atelier, fãrã utilizarea unor dispozitive speciale de mãsurã sau control; unicul instrument de mãsurã necesar este o ruletã pentru mãsurarea distanþelor. Ea poate fi utilizatã, fãrã dificultãþi, nu numai la ieºirea din reparaþie a vagonului în faza de recepþie ci ºi la intrarea vagonului în reparaþie, în vederea constatãrii jocurilor din articulaþiile timoneriilor de osii ºi a mãsurilor de lansare în reparaþii.

Figura 65 – Dispunerea jocurilor în articulaþii.

Jocul ja din articulaþii raportat la axa triunghiularã se referã la numãrul total de articulaþii care aparþin unei axe triunghiulare ºi care de regulã, urmãrind lanþul jocurilor pe figura 65, este 4, cu excepþia axei triunghiulare corespunzãtoare barei de punct fix pentru care acest numãr este 5. Jocul în fiecare articulaþie este dublu faþã de jocul bulonului în bucºã, cu excepþia articulaþiilor terminale (capetele axelor triunghiulare ºi punctele fixe) unde jocul este egal cu cel al bulonului în bucºã. De exemplu, dacã din mãsurãtorile efectuate utilizând relaþia (64) rezultã ja = 16 mm, aceasta înseamnã cã în majoritatea articulaþiilor jocul total va fi în medie 16 4 de = 4 mm, iar jocul buloanelor în bucºã va fi de = 2 mm, cu 4 2 excepþia punctelor terminale unde jocul rãmâne de 4 mm. Faþã de cele arãtate mai sus, se considerã cã fundamentarea necesitãþii de a limita jocurile în articulaþii la anumite valori maxime se poate face pe baza a douã criterii, ºi anume un criteriu de calitate ºi altul de siguranþã, care, dupã cum se va vedea, nu se exclud între ele. Criteriul de calitate Pentru un joc mediu din articulaþii ja pe axa triunghiularã determinat de relaþia (64) ºi pentru a avea saboþii îndepãrtaþi de roþi cu cel puþin 3 mm (limita inferioarã instrucþionalã) este necesarã determinarea cotei A de reglare cu relaþia (62). În acest caz, în starea slãbitã a frânei datoritã tensionãrii timoneriei de cãtre arcul de reducere de la cilindrul de frânã, saboþii vor fi þinuþi îndepãrtaþi de roþi cu distanþa de 3 mm, iar jocurile în articulaþii vor fi consumate complet în sens contrar aplicãrii saboþilor. Trepidaþiile osiilor în timpul rulãrii vor imprima timoneriei oscilaþii care în aceastã stare tensionatã nu vor putea produce anularea jocului dintre saboþi ºi roþi ºi în consecinþã bãtãi în bandaje ºi în articulaþiile timoneriei. În cazul de mai sus, la jocuri în articulaþii mari, timoneria solicitã o cotã A mare, care în cazul unor rapoarte mari de amplificare a/b ale timoneriei centrale, poate conduce la o mãrire exageratã a cursei de aplicare CA de la tija pistonului cilindrului de frânã ºi în consecinþã la o depãºire a cursei totale instrucþionale. Micºorarea cotei A, care sã nu conducã la o depãºire a cursei totale instrucþionale de la tija pistonului cilindrului de frânã, în cazul jocului din articulaþii mari, va determina intrarea în acþiune a regulatorului, adicã o scurtare corespunzãtoare a barei de tracþiune astfel încât la realizarea cursei de aplicare CA sã se consume în sensul aplicãrii, numai o parte din jocul articulaþiilor care va fi notat cu jap. Jocul jap va avea deci valoarea: A (65) jap = i0

În acest caz însã, la starea slãbitã a frânei, timoneria nu va mai rãmâne tensionatã, prin faptul cã jocurile nu vor fi consumate complet în sens contrar aplicãrii saboþilor. Ca urmare, trepidaþiile din rulare vor produce bãtãi în bandaje ºi în articulaþiile timoneriei, deci vor face timoneria zgomotoasã. Pe de altã parte, aceste trepidaþii transmise timp îndelungat regulatorului pe parcursuri lungi fãrã frânã ar putea provoca deºurubarea acestuia, fapt ce s-a ºi constatat în exploatare. De aceea, un criteriu calitativ pentru stabilirea jocurilor limitã din articulaþii, ar fi îndeplinirea condiþiei ca acestea sã fie de cel mult jap, adicã A (66) ja max £ i0 situaþie în care jocul neconsumat în starea slãbitã a frânei se anuleazã, iar timoneria rãmâne tensionatã tocmai la limita aplicãrii saboþilor pe roþi. Mai mult, în cazurile posibile, ar fi bine ca A (67) ja max £ - 3 mm i0 pentru a obþine jocul minim instrucþional la saboþi. Dacã aceasta ar conduce la un joc ja max nerealizabil din punct de vedere tehnologic se poate accepta la limitã A (68) ja max = i0 La ieºirea din reparaþia periodicã se impune ca acest joc sã fie cât mai mic þinând seama ºi de uzurile articulaþiilor din exploatare. În cazul unei valori ale cotei A, impusã de raportul mare de amplificare a braþelor de la levierele timoneriei centrale, precum ºi de o cursã de strângere (elasticã) a timoneriei asupra cãreia nu se poate acþiona, jocul din articulaþii se poate accepta aproape de valoarea sa maximã. Dar cu ocazia reparaþiilor periodice se impune sã se procedeze la îmbunãtãþirea calitativã a articulaþiilor (bolþuri, bucºe) prin tratamente termice care sã conducã la limitarea uzurilor în exploatare. Asemenea mãsuri se impun în special la vagoanele de cãlãtori. Exemple de calcul l Vagoanele de cãlãtori seria 1957, prevãzute cu timoneria centralã fracþionatã ºi frânã KEs, au cursa de strângere (la joasã presiune) de aproximativ 70 mm. Pentru a se putea îndeplini condiþia instrucþionalã de a realiza o cursã totalã la cilindrul de frânã de cel mult 120 mm este necesar ca cursa de aplicare sã fie de cel mult CA = 40 mm.

a 525 = = 3, reb 175 40 zultã cã va trebui ca valoarea cotei A prefixatã sã fie A = = 13, 3 m. Re3 zultã cã jocul limitã admis în articulaþie pe baza criteriului de calitate, este: A 13 ja max £ = = 3, 25 mm i0 4 Mãsurãtorile pe baza metodologiei indicate, efectuate pe un vagon seria 1957 la ieºirea din Atelierele CFR Griviþa au dat ja = 4,72 mm ³ 3, 25 cu care condiþia de calitate nu a fost îndeplinitã. l Vagon cisternã pe patru osii Uahs (construit în Bulgaria) prevãzut cu comutator de gol-încãrcat ºi înzestrat cu frânã KE–GP. Pentru a se putea îndeplini condiþia instrucþionalã de a avea curse totale de maximum 80 mm la gol ºi de 140 mm la încãrcat, cursa de aplicare trebuie sã fie CA = 60 mm. Raportul de amplificare al timoneriei centrale la poziþia încãrcat fiind 265 435 , rezultã cota A = 60 × = 36, 5 mm. Pentru aceastã cotã A prefi435 265 xatã, rezultã un joc limitã admis în articulaþiile raportate la o axã triunghiularã A 36, 5 ja max £ = = 4, 56 mm i0 8 Din mãsurãtorile efectuate pe un vagon la ieºirea din RP a rezultat ja = 5,375 mm. Condiþia de calitate este puþin depãºitã la ieºirea din reparaþie a vagonului. La alte vagoane de marfã în stare nouã au fost gãsite prin mãsurãtori valori pentru ja = 3,5-3,8 mm, îndeplinind astfel în aceastã stare condiþia de calitate. Raportul de amplificare al timoneriei centrale fiind

Criteriul de siguranþã Criteriul constã în stabilirea valorii jocului maxim admisibil în articulaþii astfel încât regulatorului sã-i rãmânã o capacitate suficientã de scurtare pentru a compensa uzurile la saboþi ºi bandaje care ar putea sã aparã între douã revizii periodice, la o anumitã valoare prefixatã a cotei A, pânã la prima restrunjire a bandajelor (roþilor). Regulatorul automat de timonerie este dimensionat pentru o anumitã capacitate de scurtare, pe trepte standardizate. Reprezentând cursele ºurubului de reglare între starea complet deºurubatã ºi înºurubatã, obþinutã prin rotirea corespunzãtoare a carterului (þeava exterioarã 19), capacita-

tea totalã de scurtare a regulatorului, sau lungimea de înºurubare, este adoptatã pentru fiecare tip de vagon astfel încât regulatorul sã fie capabil de a scurta bara de tracþiune corespunzãtor uzurilor care se produc în exploatare la saboþi, articulaþii ºi bandaje între douã revizii periodice. De regulã, la vagoanele de marfã pe douã osii, cu timonerie centralã obiºnuitã ºi la vagoanele de cãlãtori cu timoneria centralã fracþionatã se folosesc regulatoare cu capacitatea totalã de scurtare l = 300 mm sau 450 mm, iar la vagoanele de marfã ºi cãlãtori pe 4 osii cu timonerii centrale obiºnuite se folosesc regulatoare cu capacitatea totalã de scurtare l = 600 mm. Datoritã toleranþelor de lungime admise la diferitele elemente ale timoneriei se recomandã ca aceastã cotã sã fie mãsuratã pentru fiecare regulator. Uzurile prea mari din articulaþii consumã o parte din aceastã capacitate. Ca urmare, dacã se determinã jocul maxim admisibil în articulaþii ja max care sã permitã regulatorului de a scurta bara de tracþiune corespunzãtor uzurilor maxime admise la saboþi ºi bandaje între douã revizii periodice (de regulã pânã la prima strunjire a bandajelor), acesta poate constitui prin mãrimea sa un criteriu de siguranþã a frânãrii. Depãºirea acestui joc maxim la articulaþii ar pune regulatorul în situaþia de a nu putea sã scurteze bara de tracþiune, conducând astfel la depãºirea cursei maxime admisibile a pistonului. Dar, depãºirea cursei instrucþionale are ca urmare obligativitatea schimbãrii saboþilor în exploatare înainte de atingerea limitei maxime de uzurã. Determinarea acestui joc în articulaþii la valoarea maximã se realizeazã prin determinarea distanþelor de scurtare a regulatorului automat de timonerie. Se au în vedere urmãtoarele etape: l Prin metodologia stabilitã pentru determinarea jocului în articulaþii în situaþia când cota A = 0, s-a determinat distanþa S care reprezintã scurtarea efectuatã de regulator din situaþia de deºurubare maximã pânã la aplicarea saboþilor pe roþi consumând ºi jocurile ja din articulaþii. l Scurtarea determinatã numai de jocurile dintre saboþi ºi bandaje la A = 0 va fi: (S – i0 ja) l Pentru cazul când cota de reglare are valoarea prefixatã A > 0, scurtarea determinatã de jocurile dintre saboþi ºi bandaje este: (S – i0 ja) = A Dacã luãm în considerare scurtarea pentru acoperirea uzurii maxime a saboþilor us la valoarea i0us ºi scurtarea pentru acoperirea uzurii ban-

dajelor ub pânã la prima restrunjire la valoarea i0ub, se poate calcula scurtarea maximã “R” a regulatorului automat de timonerie cu relaþia: (69) R = ( S - i0 ja ) - A + i0 u s + i0 u b Rezultã cã jocul maxim admis în articulaþii, care satisface criteriul de siguranþã este: l-R (70) ja max = i0 în care l este câmpul de lucru al regulatorului automat de timonerie. Exemple de calcul l Vagoane de cãlãtori seria 1957. S-a mãsurat S = 190 mm ºi A = 13 mm calculându-se i0 ja = 67,5 mm; se obþine jocul maxim dintr-o articulaþie: 300 - [(190 - 67, 5) - 13 + 4 ´ 35 + 4 ´ 5] ja max = = 7, 62 mm 4 Rezultã cã uzura ja = 4,22 mm cu care vagonul a ieºit din reparaþie nu va pune regulatorul în situaþia de a nu compensa uzurile maxime ale saboþilor ºi bandajelor, deci nu vor fi depãºite cursele instrucþionale ºi nu va fi periclitatã siguranþa frânãrii. l Vagoanele cisternã pe 4 osii Uahs. S-au mãsurat S = 104 mm ºi A = 45 mm deducându-se i0 ja = 59 mm, se obþine: 600 - [(104 - 59) - 45 + 8 ´ 45 + 8 ´ 7] 184 ja max = = = 23 mm 8 8 Rezultã cã uzura ja = 5,375 mm cu care vagonul a ieºit din construcþie nu pericliteazã siguranþa frânãrii. Cursa de strângere este influenþatã de elasticitatea pieselor componente din timonerie. Dupã ce saboþii s-au aplicat pe roþi ºi în consecinþã, tija pistonului cilindrului de frânã ºi-a consumat cursa de aplicare CA, urmeazã strângerea saboþilor pe roþi asociatã cu cursa elasticã egalã cu i.e. Cursa totalã C la tija pistonului cilindrului de frânã este o sumã a cursei de aplicare CA ºi a cursei elastice Ce. Notând cu le deplasarea care se obþine la urechea regulatorului antrea nat de timonerie, cursa elasticã va fi: Ce = × l e . b Deplasarea le se poate mãsura în cazul efectuãrii unei frânãri totale ºi cu cota A = 0.

În timpul funcþionãrii, elementele timoneriei de frânã trebuie sã se miºte liber, fãrã blocãri ºi fãrã sã atingã sau sã frece alte piese ale vehiculului. Timoneria trebuie sã fie mobilã în toate situaþiile enumerate mai jos: – roþi noi, articulaþii fãrã uzurã, saboþi noi; – roþi cu grosimea limitã minimã admisã în exploatare, articulaþii la limita maximã de uzurã admisã în exploatare (15 mm raportatã la axa triunghiularã), saboþi lipsã.

Cu ocazia reparaþiilor uzura roþilor este compensatã cu ajutorul sistemului de reglare al timoneriei frânei de la punctele fixe. La elaborarea prescripþiilor de reglare a timoneriei pentru compensarea uzurii roþilor cu ocazia reparaþiilor se presupune cã saboþii sunt noi ºi cã se respectã valoarea cotei Z admisã la reparaþii. Aceastã cotã se defineºte ca distanþa mãsuratã din centrul osiei pânã la centrul gãurii articulaþiei barei principale de frânã cu primul levier vertical al timoneriei osiilor. Valoarea cotei Z admisã la reparaþii este mai mare decât cea stabilitã de constructorul vagonului ºi se definitiveazã, de regulã, la prima reparaþie planificatã. Criteriile avute în vedere cu ocazia preluãrii uzurilor roþilor sunt urmãtoarele: – asigurarea câmpului minim de lucru al regulatorului automat de timonerie; – transmiterea forþelor de apãsare pe saboþi corespunzãtor valorilor obþinute din calcule. Elaborarea prescripþiilor de reglare se face pe baza metodelor grafoanalitice sau experimentale. Etapele avute în vedere cu ocazia elaborãrii prescripþiilor de reglare sunt urmãtoarele: a) verificarea lungimii regulatorului automat de timonerie pentru situaþia roþilor noi, articulaþiilor noi ºi a saboþilor noi. Pe tot domeniul de funcþionare al regulatorului automat de timonerie nu este admisã blocarea acestuia; b) se pãstreazã gaura de reglare a punctului fix, simulând în conti-

nuare modificarea uzurii roþilor pânã când se atinge cota câmpului de lucru minimã; c) se trece la urmãtoarea gaurã de reglare ºi se verificã din nou dacã nu este depãºit câmpul de lucru maxim al regulatorului automat de timonerie. Se noteazã valorile diametrelor roþilor pentru care s-a efectuat simularea (se noteazã uzura roþilor); d) se verificã dacã pentru cazul uzurilor maxime din articulaþiile timoneriei admise la reparaþii cota câmpului de lucru se situeazã sub valoarea minimã admisã. Domeniul de diametre corespunzãtor trecerii de la o gaurã de reglare la alta este cel al parcurgerii etapelor a, b, c ºi d. Analog se procedeazã în continuare pânã la atingerea valorii minime a diametrului roþii admis la reparaþii.

Principiile de construcþie ale frânei cu disc au fost prezentate la punctul 1.3.

Timoneria frânei cu disc este cu mult mai simplã decât cea a frânei cu saboþi. Aceastã simplificare rezultã din faptul cã forþele de apãsare sunt relativ mai mici, iar axele triunghiulare nu mai sunt necesare.

Figura 66 – Timonerie de frânã pentru un disc de frânã.

Figura 67 – Timonerie de frânã pentru douã discuri de frânã.

În funcþie de numãrul de discuri pe care le acþioneazã cilindrul de frânã se disting douã tipuri de timonerii: – timonerie de frânã care deserveºte un singur disc de frânã (figura 66); – timonerie de frânã care deserveºte douã discuri de frânã (figura 67). Raportul de amplificare al timoneriei frânei care deserveºte un singur disc de frânã (figura 66) este dat de relaþia (71): a (71) i=2 b Raportul de amplificare al timoneriei de frânã care deserveºte douã discuri de frânã (figura 67) este dat de relaþia (72): a a+b a a+b b a i= + × + × × + b b a+b b a+b b (72) a+b a a+b a a + × × × =4 b a+b a a+b b

De regulã, timoneriile frânei cu disc sunt acþionate de cilindrii de frânã cu regulator automat de timonerie încorporat. Cilindrul de frânã dezvoltã forþa activã necesarã frânãrii, iar regulatorul încorporat transmite forþa de la piston la timoneria de frânã ºi menþine constantã cursa pistonului, compensând automat uzura articulaþiilor, discului de frânã ºi al garniturii de frecare.

Cilindrii de frânã cu regulator încorporat realizaþi pe plan internaþional de firme de renume (SAB-WABCO, KNORR-BREMSE, DEHOUSSE etc.), ca ºi cei realizaþi la noi în þarã tip CR sunt cu simplu sau dublu efect. Regulatorul automat de timonerie cu dublu efect lungeºte sau scurteazã cursa pistonului în funcþie de starea de uzurã a elementelor partenere la frânare (garnituri de frecare, disc de frânã, uzura din articulaþiile timoneriei). Construcþia acestui tip de regulator este desigur mai complicatã decât a celui cu simplu efect, dar rãspunde complet reglãrii automate a cursei pistonului cilindrului de frânã. Alegerea unui anume tip de cilindru de frânã cu regulator încorporat necesitã în prealabil o analizã tehnico-economicã atentã. La noi în þarã s-au proiectat ºi realizat cilindrii de frânã tip CR, care echipeazã atât timoneriile frânei cu disc ale vagoanelor etajate produse de ASTRA Arad, cât ºi timoneriile frânei cu saboþi ale unor tipuri de locomotive construite de Electroputere Craiova. Cilindrii de frânã tip CR se fabricã în trei tipuri: – CRS pentru acþionarea frânei cu saboþi pe roatã;

Figura 68 – Cilindrul de frânã tip CR:

1 – cap de legare; 2 – ºurub de reglare; 3 – piesã de acþionare; 4 – inel de cauciuc; 5 – inel de siguranþã; 6 – piesã de legãturã; 7.1 – ºurub de siguranþã; 7.2 – ºurub de siguranþã; 7.3 – ºurub de siguranþã; 7.4 – ºurub de siguranþã; 7.5 – ºurub de siguranþã; 8 – caseta piuliþei de avans; 9 – arc de avans; 10.1 – rulment axial; 10.2 – rulment axial; 11 – burduf; 12 – zãvorul piuliþei de avans; 13 – ºurub de siguranþã; 14 – manºon de reglare; 15 – capacul cilindrului; 16 – manºon limitator; 17 – pistonul cilindrului; 18 – inelul capacului; 19 – corpul cilindrului; 20 – manºeta pistonului; 21 – arcul manºetei pistonului; 22 – discul manºetei pistonului; 23 – piuliþã; 24 – arc de rapel al pistonului; 25 – arc de armare al regulatorului; 26 – ºaibã; 27 – inel de siguranþã; 28 – ºaibã Grower; 29 – piuliþã; 30 – ºurub; 31 – manºonul piuliþei de reglare; 32 – piuliþã de reglare; 33 – arc de reglare; 34 – piuliþã de avans; 35 – casetã arc avans; 36 – ºaibã; 37 – colier.

– CRD pentru acþionarea frânei pe disc combinatã sau nu cu saboþi curãþãtori; – CRC pentru acþionarea saboþilor curãþãtori. În figura 68 este prezentat cilindrul de frânã tip CR. Schema de funcþionare a cilindrilor de frânã tip CR apare în figura 69, în care: a) corespunde poziþiei slãbite; b) corespunde frânãrii cu joc normal între piesele de fricþiune ºi bandajele sau discurile de frânã respective; c) corespunde frânãrii cu reglarea jocului între piesele de fricþiune ºi bandajele sau discurile de frânã respective; d) corespunde defrânãrii cu reglarea jocului între piesele de fricþiune ºi bandajele sau discurile de frânã respective; e) corespunde poziþiei slãbite dupã reglarea jocului. a) Poziþia slãbitã În aceastã poziþie pistonul 17 se aflã la capãtul cilindrului 19 datoritã forþei arcului de rapel al pistonului 24. Cuplajul I este închis datoritã forþei dezvoltate de arcul de avans 9, iar cuplajul II datoritã forþei dezvoltate de arcul de armare a regulatorului 25. Cuplajul III este, de asemenea, închis datoritã forþei dezvoltate de arcul de reglare 33. b) Frânarea cu joc normal La intrarea aerului comprimat în cilindru, pistonul 17 se deplaseazã în interiorul cilindrului 19, comprimând arcul de rapel al pistonul 24. Împreunã cu pistonul se deplaseazã toate piesele componente ale regulatorului de timonerie, fãrã nici o miºcare relativã între ele. În aceastã fazã miºcarea pistonului ºi a regulatorului automat de timonerie se desfãºoarã pânã la consumarea distanþei C, dintre carcasa regulatorului 37 ºi capacul cilindrului 15. c) Frânarea cu reglarea jocului Dacã între piesele de fricþiune ºi bandaje sau discuri de frânã apare un joc, dupã parcurgerea distanþei C, pistonul 17 îºi continuã deplasarea longitudinalã. Carcasa regulatorului este reþinutã de capacul cilindrului 15. Împreunã cu ea se blocheazã arcul de avans 9, rulmentul axial 10.1 ºi piuliþa de avans 34. În momentul consumãrii jocului, forþa de la pistonul 17 se va transmite piuliþei de reglare 32 ºi ºurubului de reglare 2 prin intermediul cuplajului III. Datoritã deplasãrii pistonului 17 ºi a ºurubului de reglare 2, se vor deschide cuplajele I ºi II permiþând ca forþa dezvoltatã de arcul de avans 9 sã roteascã liber piuliþa de avans 34 pe ºurubul de reglare 2 prin intermediul rulmentului axial 10.1. Deplasarea continuã pânã la consuma-

Figura 69 – Schemã de funcþionare a cilindrilor de frânã cu regulator încorporat tip CR:

2 – ºurub de reglare; 9 – arcul de avans; 10.1 – rulment axial; 10.2 – rulment axial; 17 – pistonul cilindrului cu þeava de acþionare legat cu manºonul piuliþei de reglare (31); 19 – corpul cilindrului legat cu capacul cilindrului (15); 24 – arcul de rapel al pistonului; 25 – arcul de armare al regulatorului; 32 – piuliþa de reglare; 34 – piuliþa de avans; 37 – carcasa regulatorului formatã din caseta piuliþei de avans (8) ºi manºonul limitator (16); I. Cuplaj conic între piuliþa de avans 34 ºi carcasa regulatorului 37; II. Cuplaj conic între piuliþa de avans 34 ºi þeava de acþionare 17; III. Cuplaj conic între piuliþa de reglare 32 ºi þeava de acþionare a pistonului 17; C. Distanþa pe care se poate deplasa longitudinal carcasa regulatorului 37 în capacul cilindrului 15; X. Distanþa pe care se poate deplasa longitudinal þeava de acþionare a pistonului 17 în carcasa regulatorului 37.

rea cotei X dintre þeava de acþionare a pistonului 17 ºi carcasa regulatorului 37. În aceastã situaþie cuplajele I ºi III sunt închise, iar cuplajul II este deschis. Pânã în acest moment pistonul 17 ºi ºurubul de reglare 2 se deplaseazã cu aceeaºi cotã (C + X). d) Defrânarea cu reglarea jocului Ieºirea aerului din cilindrul de frânã 19 permite deplasarea pistonului 17 spre capãtul cilindrului sub acþiunea forþei dezvoltate de arcul de armare al regulatorului 25 ºi de arcul de rapel al pistonului 24. În primul moment se închide cuplajul II, realizând din nou cota X, împiedicând miºcarea de rotaþie a piuliþei de avans 34. Concomitent se deschide cuplajul III permiþând rotirea liberã a piuliþei de reglare 32, sub acþiunea forþei exercitate de arcul de reglare 33, pe ºurubul de reglare 2 pânã la închiderea cuplajului. În acest moment, carcasa regulatorului 37 încã nu s-a deplasat toate cuplajele fiind închise. Se observã cã deºi pistonul 17 s-a deplasat cu cota X ºurubul de reglare 2 a rãmas pe loc. e) Poziþia slãbitã dupã reglarea jocului Evacuarea în continuare a aerului din cilindrul de frânã permite deplasarea pistonului 17 cu toate celelalte piese ale regulatorului, sub acþiunea arcului de rapel al pistonului 24 pânã la fundul cilindrului 19. Se observã cã dacã pistonul 17 s-a deplasat la retragere cu cota X + C ºurubul de reglare 2 s-a deplasat doar cu cota C, diferenþa X fiind tocmai compensarea automatã a jocurilor realizatã de regulator.

Avantajele frânei cu disc Diametrul maxim al discului este dat de relaþia: d = D – 2a unde: d este diametrul discului; D – diametrul roþii la cercul de rulare; a – distanþa liberã de la partea inferioarã a discului de frânã pânã la faþa superioarã a ºinelor. Þinând seama de prescripþiile UIC în vigoare rezultã cã pentru discurile de frânã, care au masele nesuspendate se poate considera: a = 140 + 15 = 155 mm

În acest caz relaþia devine: d = D – 310 mm Garniturile de frecare ale frânei cu disc, având funcþii similare saboþilor, se realizeazã în general din materiale plastice fãrã azbest sau din materiale sinterizate. Caracteristicile acestor garnituri au fost prezentate la paragrafele 1.3.3, 1.3.4 ºi 1.3.5. Lipsa de spaþiu, îndeosebi în cazul locomotivelor, ca ºi necesitatea reducerii preþului de cost, au impus reducerea permanentã a greutãþii frânei cu disc. Aceastã reducere a greutãþii a determinat acceptarea unor temperaturi mai mari de lucru, care a crescut de la 300-400° C la peste 600° C. În acest caz însã garniturile de frecare au fost realizate din pulbere metalicã sinterizatã. Suprafaþa activã a garniturilor de frecare (figura 70) a fost unificatã la valorile: – 300 cm2 pentru tramvaie ºi metrouri; – 350 ºi 400 cm2 pentru vagoane; – 500 cm2 pentru locomotive.

Figura 70 – Suprafaþa garniturilor de frecare.

De obicei, cilindrii de frânã sunt amplasaþi câte doi pe fiecare boghiu. Forþa de frânare se determinã din ecuaþia de echilibru (73) þinând cont de schema forþelor frânei cu disc (figura 71). sau

Fa × r = Q × m a × r = 2 Pd × m d × rm m r P r 2 m × d = a =d m r Q md r

(73)

unde s-a notat cu: Fa – forþa de aderenþã; Pd – forþa de apãsare a garniturii de frecare pe disc; d – coeficientul de frânare; Q – sarcina pe roatã; µa – coeficientul de aderenþã; µd – coeficientul de frecare dintre garnitura de frecare ºi disc; rm – raza medie a discului; r – raza medie a roþii.

Figura 71 – Schema forþelor frânei cu disc.

Dacã se þine seama ºi de masele aflate în miºcare de rotaþie (introdus de coeficientul r) atunci valoarea coeficientului de frânare d este calculatã cu relaþia: m r (74) d=r a × m d rm r considerând µa = 0,15, µd = 0,38 (max.) ºi s = 0,42 rm rezultã: r Pd = 0, 21 × Q (75) rm Raportul de transformare al timoneriei i este dat în relaþiile (71) ºi (72) ºi se mai calculeazã ºi cu relaþia: å Fd (76) i= Fc h

unde: h = 0,95 este randamentul timoneriei: pd 2 (77) Fc = p - Fr 4 d – diametrul cilindrului de frânã; p – presiunea în cilindrul de frânã; Fr – forþa de readucere a pistonului din cilindru de frânã. Calculul de detaliu al frânei cu disc pentru vagonul furgon pe boghiuri pentru transportul automobilelor la viteze de pânã la 160 km/h este dat de pct. 4.8.1. Jocul dintre disc ºi garniturile de frecare este mic, de numai câþiva milimetri, ºi nu poate fi observat din exterior. Pentru eliminarea acestui neajuns, la frâna cu disc se monteazã un dispozitiv indicator, care aratã dacã frâna este slãbitã sau strânsã. Dispozitivul indicator poate fi dependent de presiunea din cilindrul de frânã sau de poziþia garniturilor de frecare. Primele tipuri indicã numai dacã în cilindrul de frânã existã sau nu presiune. Dar lipsa presiunii în cilindrul de frânã nu implicã depãrtarea garniturilor de frecare de disc, indicaþiile sistemului putând fi eronate. Dispozitivul indicator electric al poziþiei garniturilor de frecare (figura 72) permite o recunoaºtere fãrã erori a situaþiei frânei. Bolþul de la punctul fix al cleºtelui de frânã este împins într-o gaurã lungã, sub acþiunea unei forþe de frânare opusã forþei unui arc ºi prin aceasta închide un contactor. Curentul din circuitul astfel închis face sã se aprindã o lampã de control (figura 73). Când forþa de frânare revine la zero, iar garniturile de frecare s-au îndepãrtat de disc, atunci bulonul de la punctul fix revine la poziþia iniþialã sub influenþa forþei arcului. Contactul se poate astfel deschide, iar lampa de control se stinge. Contactoarelor sunt conectate în serie, astfel cã lãmpile de control se aprind abia atunci când toate contactele sunt închise, adicã numai atunci când toate garniturile de frecare de frânã sunt aplicate. De asemenea, lãmpile se sting numai atunci când toate contactele sunt deschise (figura 73). Avantajele frânei cu disc, comparativ cu frâna cu saboþi, pot fi rezumate astfel: – coeficient de frecare relativ constant, astfel cã se realizeazã parametri superiori, iar regulatorul centrifugal de presiune nu mai este necesar, frâna lucrând cu un singur etaj de presiune; – nepoluarea fonicã a mediului ºi cu substanþe toxice; – la acelaºi efect de frânare presiunile în cilindrii de frânã sunt reduse la jumãtate; – construcþie mai simplã ºi mai uºoarã, ceea ce conduce implicit la un preþ de cost mai scãzut;

– performanþe superioare caracterizate printr-o deceleraþie aproape uniformã pe întregul drum de frânare, o acþiune de frânare mai uniformã ºi deci un drum de frânare mai scurt, o frânare mai liniºtitã, o mai bunã utilizare a coeficientului de aderenþã; – datoritã modului de lucru ºi a posibilitãþilor superioare de disipare a cãldurii, aceasta nu se mai transmite la bandaje. Ca principale dezavantaje ale frânei cu disc se menþioneazã: necesitatea unui regulator antipatinaj deosebit de sensibil pentru a împiedica formarea locurilor plane pe suprafaþa de rulare a bandajelor (roþilor);

Figura 72 – Dispozitiv indicator al poziþiei frânelor cu disc.

Figura 73 – Schema electricã a dispozitivului indicator.

– acþiunea frânelor cu disc este limitatã – în bunã mãsurã – de temperatura pe care o pot suporta garniturile de frecare. Când acestea sunt din materiale plastice fãrã azbest temperatura nu poate depãºi în general 350° C deoarece la 450° C liantul începe sã se evapore. Aceastã temperaturã depinde însã de numãrul ºi dimensiunile discurilor de frânã, ºi poate fi redusã în mod corespunzãtor prin dimensionarea judicioasã a frânei; – presiuni specifice mici de maximum 5,5 daN/cm2 pentru garnitura de frecare fãrã azbest.

FRÂNAREA ELECTRICÃ

115

Capitolul 3 u

FRÂNE CU AER COMPRIMAT ªI APARATE DE COMPLETARE ALE ACESTORA

Comanda frânei vehiculelor de cale feratã trebuie sã îndeplineascã diferite cerinþe, cele mai importante dintre acestea fiind prezentate în continuare: 1. Sã frâneze ºi sã slãbeascã rapid; 2. Sã frâneze ºi sã slãbeascã uniform, pe întreaga lungime a trenului; 3. Sã prezinte capacitatea de cuplare între sisteme de frânã în condiþii de exploatare durã; 4. Insensibilitatea faþã de neetanºeitãþi sau curenþii de conturare; 5. Neepuizabilã sau puþin epuizabilã; 6. Execuþie robustã, interval mare de întreþinere, simplu de reparat; 7. Acumulatorul de forþe de frânare trebuie sã fie, din motive de redundanþã, în fiecare vagon; 8. La cãile ferate normale trebuie sã fie stãpânite lungimi mari de tren situate în domeniul 700-3.000 m; 9. Automatizare la ruperea unui tren; 10. Sã existe posibilitatea executãrii frânãrilor în trepte de presiune; 11. Sã existe posibilitatea frânãrii în funcþie de încãrcarea vehiculului. Datoritã cerinþelor menþionate la pct. 3, 4, 6 ºi 7 la cãile ferate nu existã nici o alternativã la frâna pneumaticã cu aer comprimat ca frânã de bazã. La automotoare, tramvaie ºi metrou se impun alte sisteme de frânã pe baza avantajelor, care rezultã de la primele douã cerinþe (electric, electropneumatic, electrohidraulic). Dacã nu trebuie sã se cupleze cu alte tipuri de frâne în tren, existã avantajele utilizãrii frânei pur hidraulice. Cerinþele prezentate mai sus sunt parþial contradictorii. Astfel, de exemplu, o frânã cu acþiune rapidã prezintã la trenurile lungi uniformi-

tate relativ proastã. În concluzie, realizarea frânei vehiculelor de cale feratã este de aceea, întotdeauna un compromis, fiind acceptatã în funcþie de criteriile de apreciere ºi de condiþiile de exploatare.

Frâna pneumaticã directã este cea mai simplã frânã, care se bazeazã pe legãtura directã între cilindrul de frânã ºi conducta generalã de aer (figura 74). La frâna directã, aerul comprimat produs de compresorul (1) este înmagazinat în rezervorul principal (2) ºi de aici este admis în timpul frânãrii direct în cilindrii de frânã (5) prin intermediul robinetului mecanicului (3) ºi al conductei generale (4). Datoritã comunicaþiei directe între cilindrii de frânã ºi conducta generalã de aer, forþa de frânare poate fi variatã în mod continuu sau în trepte, atât la frânare, cât ºi la slãbire. Variaþia presiunii aerului în cilindrii de frânã a primului vagon C1 ºi al ultimului vagon din tren Cn este datã în figura 75. Robinetul mecanicului are trei poziþii (figura 74): – poz. I – la care aerul este admis în cilindrul de frânã (5) din conducta generalã de aer;

Figura 74 – Schema de funcþionare a frânei directe.

Figura 75 – Variaþia presiunii aerului în cilindrii de frânã la primul vagon (Pc1) ºi la ultimul vagon (Pcn) din tren.

– poz. II – prin care se izoleazã rezervorul principal (2) de cilindrul de frânã (5). Conducta generalã (4) este pusã în legãturã cu atmosfera realizându-se astfel defrânarea sau slãbirea frânei; – poz. III – prin care se închide comunicaþia cu atmosfera a conductei generale, realizându-se astfel întreruperea slãbirii frânei. Conducta generalã (4) este legatã între vagoane prin semicuplãrile (6), asigurându-se continuitatea pe toatã lungimea trenului, atât pentru alimentarea cu aer comprimat a tuturor frânelor din tren, cât ºi pentru comanda strângerii sau slãbirii frânelor dintr-un singur loc. Aceastã alimentare sau golire centralizatã a cilindrilor de frânã din tren are un mare dezavantaj, deoarece propagarea succesivã a frânãrii sau slãbirii frânelor în lungul trenului se face cu vitezã redusã, dependentã de lungimea acestuia. Un alt dezavantaj al frânei directe este acela cã la ruperea trenului, deci ºi a conductei generale, vehiculele se slãbesc. Prin urmare, frâna directã este neautomatã ºi se utilizeazã numai la vehicule motoare ca frânã suplimentarã, alãturi de frâna indirectã (automatã).

Din punct de vedere constructiv, frâna indirectã are în plus, faþã de frâna directã, un distribuitor de aer (6) ºi un rezervor auxiliar (7) aºa cum rezultã din figura 76. La frânare, prin reducerea presiunii în conducta generalã de aer (4), distribuitorul de aer (6) stabileºte comunicaþia între cilindrul de frânã (5) ºi rezervorul auxiliar (7). Prin mãrirea presiunii din conducta generalã (4), distribuitorul de aer stabileºte comunicaþia între cilindrul de frânã (5) ºi atmosferã obþinându-se slãbirea frânei. În acelaºi timp, distribuitorul de aer stabileºte legãtura între conducta generalã (4) ºi rezervorul auxiliar (7) pentru realimentarea acestuia la presiunea de regim de 5 bari. Menþinerea constantã a presiunii de regim în conducta generalã se face cu ajutorul robinetului mecanicului. Funcþionarea frânei indirecte se bazeazã pe variaþia presiunii aerului în conducta generalã, sesizatã de distribuitorul de aer. Sub influenþa pre-

siunilor din rezervorul auxiliar ºi conducta generalã se stabilesc legãturile necesare frânãrii sau slãbirii frânei.

Figura 76 – Schema de funcþionare a frânei indirecte.

Frâna indirectã este: – automatã, ceea ce înseamnã cã la ruperea trenului, continuitatea conductei generale este întreruptã, se produce o scãdere a presiunii de aer, ºi frâna intrã în acþiune; – cu acþiune rapidã, care rezultã din: intrarea distribuitoarelor de aer în acþiune rapid, deoarece trebuie eliminat un volum relativ mic de aer comprimat din conducta generalã; aerul comprimat parcurge un drum mai scurt de la rezervor la cilindrul de frânã, acelaºi pentru fiecare vagon din garniturã, indiferent de poziþia acestuia faþã de locomotivã. O cerinþã încã nesatisfãcutã de aceastã variantã de frânã indirectã este uniformitatea frânei. Din figura 77 rezultã cã, viteza de variaþie a presiunii aerului din cilindrul de frânã al primului vagon din tren C1 este mult mai mare decât aceea a ultimului vagon din tren Cn.

Uniformitatea frânãrii se poate obþine prin realizarea unui timp propriu de creºtere a presiunii aerului în cilindrul de frânã cunoscut sub denumirea de timp de umplere propriu al cilindrului de frânã. Presiunea ae-

rului din cilindrul de frânã nu poate urma rapid modificarea presiunii aerului din conducta generalã de aer. Distribuitorul de aer permite numai realizarea de gradienþi maximi pentru modificarea presiunii aerului din cilindrul de frânã.

Figura 77 – Variaþia presiunii aerului în cilindrii de frânã la primul vagon (Pc1) ºi la ultimul vagon (Pcn) din tren.

În consecinþã în funcþie de tipul constructiv al distribuitorului de aer se pot obþine în procesul de frânare timpi proprii de umplere ai cilindrului de frânã. În cazul ideal se pot obþine timpi de creºtere ai presiunii aerului din cilindrii de frânã de la primul vagon C1 ºi de ultimul vagon al trenului Cn aproximativ egali (figura 78). Timpul propriu de umplere al cilindrului de frânã se realizeazã prin introducerea unor orificii calibrate între rezervorul de aer, cilindrul de frânã ºi atmosferã. Distribuitoarele de aer de acest tip, au fost construite pânã în anii ’50 ºi nu au o acþiune unificatã, necesitând orificii calibrate pentru fiecare mãrime a cilindrului de frânã. Distribuitoarele moderne au o acþiune unificatã, realizatã cu ajutorul releului de presiune. Timpul de umplere al cilindrului de frânã în acest caz, este independent de mãrimea cilindrului. Figura 78 – Variaþia presiunii aerului în cilindrii de frânã la primul vagon (Pc1) ºi la ultimul vagon (Pcn) din tren.

În tren comanda frânãrii se face dintr-un singur loc (de pe locomotivã). Ieºirea aerului din conducta generalã la frânare fãcându-se cu ajutorul robinetului mecanicului, are drept consecinþã realizarea unor viteze

de scãderea presiunii aerului diferite pe lungimea trenului, din ce în ce mai mici de la locomotivã spre coada trenului. Chiar dacã au acþiunea unificatã adicã independentã de mãrimea cilindrului de frânã, aceste distribuitoare nu eliminã decalajul de la un vagon la altul de intrare în acþiune a frânei. Datoritã acestui decalaj, forþele de frânare în lungul trenului sunt neuniforme, putând provoca, în anumite condiþii, reacþii dinamice care sã conducã la ºocuri, ruperi de tren, chiar deraieri. Pentru ca aceste reacþii dinamice sã se încadreze în limite admisibile pentru siguranþa circulaþiei, UIC a reglementat valorile timpilor de frânare-slãbire date de distribuitoarele de aer, astfel: – pentru vagonul de cãlãtori timpul de umplere al cilindrului de frânã este de 3-5 s, iar cel de golire (slãbire) de 15-20 s; – pentru vagonul de marfã timpul de umplere al cilindrului de frânã este de 18-28 s, iar cel de golire de 45-60 s. Timpii de umplere ºi de golire ai cilindrului de frânã sunt influenþaþi de modul de variaþie a presiunii aerului din conducta generalã ºi, în consecinþã, în tren aceºtia vor avea valori diferite faþã de cei realizaþi pe vagoane individuale (mai mari pe mãsura depãrtãrii de locomotivã). Toate distribuitoarele de aer, indiferent de regimul de frânare, produc în cilindrul de frânã o presiune proporþionalã cu depresiunea din conducta generalã de aer. La reducerea presiunii aerului mai mari de 1,5 bar din conducta generalã, pentru a se evita forþe de frânare mari ºi neuniforme în lungul trenului, se limiteazã presiunea în cilindrul de frânã la cca 3,8 bari, printr-un limitator de presiune maximã. Distribuitoarele de aer care nu au acþiune unificatã, aºa cum s-a prezentat la pct. 3.2.3, au dezavantajul cã timpul propriu de umplere al cilindrului de frânã depinde de mãrimea cilindrului de frânã. Eliminarea acestui dezavantaj se face cu ajutorul distribuitorului de aer cu acþiune unificatã. Acþiunea de unificare se realizeazã cu ajutorul unei presiuni de comandã preliminarã care corespunde presiunii din cilindrul de frânã. A-

Figura 79 – Distribuitor de aer cu comandã de presiune preliminarã ºi de referinþã.

ceasta se produce într-un volum mic ºi constant cunoscutã sub numele de camera CV. Aºa cum rezultã din figura 79, o reducere a presiunii din conducta generalã de aer produce o creºtere a presiunii în camera CV (Pcv) prin comutaþia cu camera rezervorului auxiliar R (PR). Deoarece volumul CV este constant, presiunea Pcv constantã acþioneazã pe una din feþele releului ºi la presiunea Pc va determina intrarea aerului în cilindrul de frânã din rezervorul R, fãrã ca volumul cilindrului de frânã sã influenþeze. Toate presiunile din distribuitorul de aer se raporteazã la presiunea de referinþã PA (5 bari) care se gãseºte în camera de comandã A, întotdeauna la aceastã valoare constantã. Aceste procedee permit menþinerea precisã a timpului de umplere al cilindrului de frânã independent de mãrimea cilindrului de frânã ºi au fost aplicate la distribuitoarele de aer Knorr KE care echipeazã materialul rulant de la CFR. Pentru tipul de distribuitor KE1c, s-au prezentat variaþiile presiunii aerului din conducta generalã de aer PCG ºi din cilindrul de frânã PC la diferite vagoane dintr-un tren de marfã lung de 700 m (figura 80). Distribuitorul de aer frâneazã în poziþia persoane “P”, iar conducta generalã de aer este golitã rapid ºi total (frânare rapidã). Dacã fiecare distribuitor de aer din tren este echipat suplimentar cu accelerator pentru frânãri rapide atunci se asigurã o uniformitate a frânãrii aproape completã aºa cum rezultã din figura 81. Comparând figura 80 ºi figura 81 se constatã cã pentru acelaºi tren, în prezenþa acceleratorului de frânãri rapide se eliminã practic prelungirea timpilor de umplere ai cilindrilor de frânã situaþi dupã prima parte a trenului.

Figura 80 – Variaþia presiunii aerului în cazul unei frânãri rapide mãsuratã în conducta generalã (PCG) ºi în cilindrii de frânã (PC) la diferite vagoane dintr-un tren lung de 700 m. Conducta generalã are un diametru de 1 1/4½ ºi poziþia de frânare a distribuitorului de aer este P.

Figura 81 – Variaþia presiunii aerului pentru capul trenului prezentat în figura 80 la care distribuitorul de aer a fost echipat suplimentar cu accelerator de frânãri rapide.

Distribuitorul de aer intrã în acþiune în momentul când presiunea în conducta generalã are o valoare suficient de micã pentru a pune în miºcare pistonul de distribuþie. Aceastã scãdere de presiune provocatã în mod normal prin robinetul mecanicului, nu se transmite instantaneu la fiecare vehicul din tren, ci mai întâi are loc o miºcare a aerului pe conductã, “unda de aer”, cu o vitezã aproximativ egalã cu viteza sunetului (v @ 330 m/s). Dupã aceea, atât timp cât orificiul de emisie rãmâne deschis, în fiecare punct al conductei prin care a trecut unda de aer începe scãderea localã de presiune. În felul acesta, dupã unda de aer urmeazã “unda de frânare” cu o vitezã mai redusã, care depinde de felul descãrcãrii conductei generale, de starea de curãþenie a conductei, de lungimea trenului ºi de performanþele distribuitorului de aer. Rezultã deci cã la frânele cu comandã pneumaticã, intrarea în acþiune a frânelor din tren nu se face simultan, ci are loc o propagare succesivã a frânãrii în lungul trenului, începând din locul unde s-a produs depresiunea, cu o anumitã vitezã, numitã “viteza undei de frânare”. Viteza undei de frânare vf este definitã ca raportul dintre lungimea conductei generale l (mãsuratã de la robinetul mecanicului pânã la robinetul frontal final al trenului, fãrã a se menþine seama de ramificaþii) ºi timpul t scurs din momentul în care se manevreazã robinetul mecanicului ºi momentul când începe acþiunea de frânare a ultimului vehicul, adicã: l v f = (m/s) t Cu cât viteza de propagare a frânãrii este mai mare cu atât frânarea trenului va fi mai liniºtitã (lipsitã de reacþiuni violente), oferind posibilitatea creºterii lungimii trenurilor ºi a vitezelor de circulaþie. Creºterea vitezei de propagare a frânãrii se poate realiza pe seama reducerii timpului t de propagare a frânãrii. Aceasta este posibilã dacã distribuitoarele de aer au “camera de accelerare” sau dacã conducta generalã este prevãzutã cu organe de accelerare numite “acceleratoare”. Introducerea camerelor de accelerare a fost impusã ºi de faptul cã, din motive tehnice, distribuitoarele de aer nu trebuie sã fie construite atât de sensibil încât sã intre în acþiune la prima undã de aer. Condiþiile tehnice interne ºi internaþionale pentru distribuitoarele de aer cuprind precizãri, atât pentru gradul de “insensibilitate” (adicã distribuitorul nu trebuie sã intre în acþiune dacã de exemplu presiunea în con-

ducta generalã scade în 6 s numai cu 0,03 bar), cât ºi pentru gradul de “sensibilitate” (adicã distribuitorul trebuie sã intre în acþiune dacã presiunea din conducta generalã scade în 6 s cu 0,6 bar). Rezultã cã fiecare distribuitor de aer trebuie sã se încadreze într-o anumitã zonã de intrare în acþiune (cea nehaºuratã în figura 82 a).

a

b

Figura 82 – Timpii de intrare în acþiune a distribuitoarelor de aer la diferite sensibilitãþi.

De exemplu, caracteristica “a” corespunde pentru un distribuitor de mare sensibilitate, care intrã în acþiune dupã 3 s, respectiv atunci când aceastã curbã intersecteazã dreapta de 0,6 bar; caracteristica “b” corespunde unui distribuitor, mai puþin sensibil care totuºi intrã în acþiune dupã 5 s la o depresiune de 0,6 bar ºi în 6-12 s la o depresiune de 0,25 bar. Pentru depresiuni mai mici realizate în 6 s, din diagramã se poate observa cã distribuitorul nu mai intrã în acþiune. Curbele caracteristice “a” ºi “b” aratã cã viteza de propagare a frânãrii nu poate fi constantã, cum este unda de aer. Propagarea undei de frânare este cu atât mai micã cu cât se apropie de ultimul vagon din tren unde scãderea de presiune este aproape liniarã. Astfel, la trenurile lungi vor exista puncte unde scãderea de presiune se produce atât de încet, încât presiunea undei de aer nu mai atinge valoarea de 0,04 bar în cazul curbei “a” sau valoarea de 0,2 bar în cazul curbei “b”.

Dacã aceste sensibilitãþi “a” ºi “b” se transpun pe diagramele de presiune ale trenului de 200 osii (figura 82 b) se observã cã distribuitorul “a” intrã în acþiune ºi la urma unui tren de 200 osii în timp ce distribuitorul “b” intrã în acþiune numai pânã la vagonul 75. Pentru înlãturarea acestor dezavantaje, precum ºi pentru reducerea ºocurilor în tren, este necesar ca viteza de propagare a frânãrii sã fie majoratã, utilizându-se în acest scop aºa numitele camere de accelerare, al cãror principiu de funcþionare este urmãtorul: Când se executã o frânare provocatã de scãderea de presiune în conducta generalã prin robinetul mecanicului, distribuitorul de aer de la primul vehicul intrã în acþiune permiþând alimentarea cilindrului de frânã (figura 83 a). În acelaºi timp are loc ºi o descãrcare suplimentarã a conductei generale în camera de accelerare Ca, majorând depresiunea localã în conductã, favorizând astfel intrarea mai rapidã în acþiune a frânei urmãtorului vehicul. În felul acesta, unda de scãdere localã a presiunii în conducta generalã se deplaseazã din accelerator în accelerator (figura 83 b) asemãnãtor valurilor de apã, ºi nu lasã sã se stingã unda de frânare a cãrei vitezã de propagare se mãreºte aproximativ de trei ori.

a

b

Figura 83 – Schema de funcþionare a frânei cu camere de accelerare.

În timpul manevrãrii frânei, conducta generalã de aer rãmâne închisã la unul din capete, în timp ce la celãlalt capãt al ei, fie aerul iese în atmosferã (când se executã o frânare), fie se completeazã cu aer comprimat din rezervorul principal (când se slãbesc frânele). Din cauza lungimii mari a conductei generale ºi a elasticitãþii aerului, modificarea presiunii, la un capãt al conductei, nu se transmite instantaneu la celãlalt capãt, ci se propagã cu o anumitã vitezã. Începutul deplasãrii aerului în fiecare punct al conductei, produce un început de scãdere a presiunii care se propagã de-a lungul conductei generale cu o anumitã vitezã, reprezentând viteza undei de aer. Teoretic, pentru aflarea vitezei undei de aer Wua se utilizeazã formula urmãtoare: Wua =

g×n

p g

(78)

în care: p – presiunea aerului, în conducta generalã (bar); g – greutatea unui m3 de aer la presiunea datã; g – acceleraþia gravitaþionalã; n – indicele adiabatic, adicã raportul între cãldura specificã a aerului la presiune constantã ºi cãldura lui specificã la volum constant.

Modul de funcþionare al frânei depinde în mare mãsurã de legea dupã care variazã presiunea în diferite puncte ale conductei generale, când aceasta se descarcã în vederea frânãrii sau când este alimentatã cu aer pentru defrânare. Modificarea presiunii într-un punct dat al conductei generale începe imediat dupã trecerea undei de aer prin acel punct, ca rezultat al ieºirii aerului în atmosferã prin robinetul mecanicului sau ca rezultat al debitãrii aerului din rezervorul principal în conductã prin acelaºi robinet, potrivit poziþiei în care se aflã mânerul acestuia. Variaþia presiunii într-un punct anumit al conductei generale în funcþie de timp se numeºte viteza acestei modificãri. Potrivit acestei definiþii notând viteza prin Vpt se poate scrie: dp (bar/s) (79) V pt = dt

În conducta generalã, se produce un curent de aer spre robinetul mecanicului, când se face descãrcarea conductei ºi, de la robinetul mecanicului, când se face alimentarea ei, deci se poate spune cã existã o variaþie treptatã a presiunii de-a lungul conductei. Variaþia de presiune a aerului comprimat în conducta generalã în funcþie de lungimea acesteia este notatã cu Vpl ºi este datã de relaþia: dt (bar/s) (80) V pl = dl Dacã se cunoaºte din caracteristica distribuitorului de aer, ce valoare are viteza de scãdere ºi ce scãdere minimã a presiunii în conducta generalã în funcþie de timp sunt necesare pentru ca frâna sã intre în acþiune, se poate aprecia nivelul maxim admis al scãderilor de presiune în conducta generalã în funcþie de timp. Miºcarea aerului în lungul conductei generale este condiþionatã de acþiunea a trei forþe: forþa determinatã de crearea unei depresiuni în conducta generalã, rezistenþa de frecare a aerului pe conducte ºi rezistenþa datoratã inerþiei aerului. Importanþa vitezei de scãdere a presiunii în conducta generalã asupra funcþionãrii frânei vehiculelor din tren necesitã abordarea problemei atât teoretic, cât ºi experimental. Din literatura de specialitate viteza de scãdere a presiunii într-un punct “x” oarecare al conductei generale aflat la distanþa lx de robinetul mecanicului este: lx -n p V px = Wua C Ws (bar/s) (81) l în care: p – presiunea aerului la distanþa lx de robinetul mecanicului (bar); l – lungimea conductei generale (m); Wua – viteza undei de aer (m/s); Ws – viteza sunetului; C – 2,72 = baza logaritmului natural; lx – distanþa de la robinetul mecanicului la punctul considerat “x”; n – coeficientul de reducere a vitezei undei de aer de-a lungul conductei generale. Determinarea coeficientului “n” se face pe baza datelor experimentale.

În practicã este necesarã o anumitã lipsã de sensibilitate a frânei. Asta înseamnã cã trebuie sã fie respectatã urmãtoarea relaþie:

Dpn £ V px × t

(82)

în care: Dpn – diferenþa dintre presiunea de regim ºi presiunea efectivã la care intrã în acþiune distribuitorul de aer; Vpx – viteza de scãdere a presiunii într-un punct “x” al conductei generale; t – timpul scurs din momentul în care se începe scãderea presiunii în conducta generalã ºi pânã în momentul intrãrii în acþiune a distribuitorului de aer. Dacã timpul t este infinit, distribuitorul de aer nu intrã în acþiune, iar în conducta generalã de aer are loc doar un proces lent de scãdere a presiunii aerului.

Conducta generalã nu poate fi etanºã ºi de aceea sunt admise pierderi de aer datorate neetanºeitãþilor. Pierderile de aer sunt cauza diferenþelor de presiune care existã în conducta generalã, în capul ºi la urma trenului, atunci când prin robinetul mecanicului se completeazã pierderile de aer ºi se menþine presiunea constantã în conducta generalã de aer. Aceastã diferenþã atinge 0,3-0,4 bar, uneori chiar mai mult, în conductã în funcþie de lungimea conductei generale ºi de gradul de etanºeitate. Formarea acestei diferenþe de presiune între capul ºi urma trenului, în timpul alimentãrii conductei generale, se explicã prin aceea cã aerul nu se aflã în repaos, ci se miºcã tot timpul încet de la capãt spre coada trenului completând pierderile de aer. Viteza de scãdere a presiunii aerului datoritã neetanºeitãþii, la care nu se produce intrarea în acþiune a frânei este de cca 0,2 bar/min. pentru trenuri de cãlãtori ºi de cca 0,3-0,5 bar/min. pentru trenuri de marfã.

În lucrãrile [1] ºi [15] Eckart Saunweber ºi respectiv Wolfgang Hendrichs poate fi gãsit studiul cel mai complet din punct de vedere fizicomatematic al curgerii aerului prin echipamentele de frânã.

Figura 84 – Element al conductei de aer.

Frâna pneumaticã a unui vehicul feroviar este determinatã de douã elemente de bazã: conducta generalã de aer ºi ansamblul a douã rezervoare legate între ele. Conducta generalã de aer se foloseºte ca mijloc de comandã ºi ca sistem de transport pentru energie în lungul trenului. Totodatã, este element de legãturã între distribuitorul de aer, cilindrul de frânã, rezervoarele principale de aer ºi robinetul mecanicului. Conductele generale de aer au diametre de câþiva cm ºi lungimi de mai multe mii de m, viteza aerului putând atinge viteza sunetului. Descrierea sistemului se poate face prin teoria curgerii unidimensionale a aerului prin conductã. Frecarea se poate calcula dupã formulele cunoscute pentru curgerea laminarã sau turbulentã a aerului prin conducte. Capacitatea de compresie trebuie sã aibã în vedere diferenþele importante de densitate care pot apare în lungul conductei ºi viteza de propagare a presiunii care este de fapt viteza sunetului. Nu este suficient sã se apeleze la calcule de acusticã, deoarece pot sã aparã amplitudini importante ale presiunii aerului. Trebuie sã se ia în consideraþie comportarea nestaþionarã deoarece timpul de egalizare a presiunii aerului în lungul conductei poate sã fie mai mare decât dinamica proprie a aparatelor pneumatice de comandã. Descrierea fenomenelor din conducta generalã de aer se face cu ajutorul figurii 84 ºi a urmãtorului sistem de ecuaþii: ¶r ¶ (pv ) (83) rAv dt - æç rAv + × dx Aö÷ dt = A dx dt è ø ¶x ¶t ¶p r A dx ( v + dv) - r A dxv = æç - A dx - A dxr FR ö÷ dt è ø ¶x

(84)

unde: r este densitatea aerului; p – presiunea; v – viteza de deplasare a aerului pe direcþie longitudinalã; dx – elementul de deplasare considerat; dt – elementul de timp considerat.

Prima ecuaþie a acestui sistem este ecuaþia de continuitate, provenind din legea conservãrii masei. Dupã efectuarea transformãrilor în relaþia (83) se obþine: ¶r ¶r ¶v +v + r = 0 (85) ¶x ¶x ¶x p ºi dacã se foloseºte legea gazelor r = , la temperaturã T constantã, mRT ecuaþia (85) devine: ¶p ¶p ¶v +v +p = 0 (86) ¶t ¶x ¶x Cea de-a doua ecuaþie a sistemului provine din teorema impulsului, în care s-a notat cu FR forþa de frecare a aerului pe peretele conductei. Efectuând operaþiile, relaþia (84) devine: ¶v ¶v 1 ¶p (87) +v + + FR = 0 ¶t ¶x r ¶x Sistemul de ecuaþii cu derivate parþiale format de relaþiile (86) ºi (87) descrie fenomenul curgerii aerului în conducta generalã. Rezolvarea acestui sistem este condiþionatã de impunerea unor condiþii iniþiale ºi de aceea se apeleazã la liniarizare. Figurile 85 ºi 86 prezintã variaþia presiunii aerului în timpul golirii ºi respectiv umplerii conductei generale a unui tren format din locomotivã ºi 14 vagoane. Golirea conductei generale s-a comandat prin robinetul mecanicului pe poziþia “frânare rapidã”, iar distribuitoarele de aer au fost izolate.

Figura 85 – Variaþia presiunii aerului în timpul golirii conductei generale a trenului de cãlãtori compus din 14 vagoane.

Figura 86 – Umplerea conductei generale de aer a unui tren de cãlãtori compus din locomotivã ºi 14 vagoane prin robinetul mecanicului Knorr D 2.

Dupã cum se constatã, diferenþele mari apar între primul vagon ºi al IV-lea, în timp ce diferenþele mãsurate pentru ultima parte a trenului sunt mai mici.

Pentru frâna pneumaticã este foarte importantã modificarea în timp a presiunii aerului din rezervoare de aflux de aer ºi scurgerea acestuia din rezervor. În figura 87 este prezentatã schematic egalizarea presiunii într-un rezervor cu volum V (m3), regimul aerului cu presiunea p (Pa), temperatura T (K), masa m (kg) ºi mãrimile de material Cp, Cv (J/Kg K) ºi constanta gazelor R (K/Kg K). Aerul care intrã în rezervor se defineºte prin debitul m| (Kg/s) ºi temperatura T| (°K). Aerul care iese din rezervor se defineºte prin debitul masic m|| (Kg/s). Între suprafaþa exterioarã a rezervorului notatã cu A (m2) ºi suprafaþa interioarã a acestuia care se considerã egale are loc transmiterea fluxului de cãldurã “Q” din exterior. Fluxul Q se caracterizeazã prin coeficientul de transmitere a cãldurii (W/m2 °K), temperatura peretului TB (K) ºi temperatura T. Ecuaþia de continuitate pentru rezervor se obþine din diferenþierea ecuaþiei generale a gazelor la volum constant: dp R æ dm dT ö (87) = ç T× +m ÷ dt V è dt dt ø dm (88) = m& | - m& || dt Pe de altã parte ecuaþia energiei are forma: dE = dQ + h| dm | - h|| dm || în care s-a notat cu h entalpia specificã: h = cp ×T E = U; E – totalitatea energiilor sistemului termodinamic. În acest caz sistemul are numai energie internã: (89) U = m × Cv × T dU = dm × Cv × T + m × Cv × dt

(90)

Se obþine: (91) dm × Cv × T + m × Cv × dT = dQ + CpT| dm | - CpT|| dm || Din experienþe s-a constatat cã nici cazul izoterm nici cazul adiabat nu dau valori corecte. Trebuie calculat transferul de cãldurã ca funcþie a diferenþelor de temperaturã perete rezervor-aer, adicã dQ = a × A(TB - T ) (92) dt unde: A – suprafaþa interioarã a rezervorului; a – coeficient de transfer al cãldurii. Prin integrarea ecuaþiei diferenþiale (92) se obþine variaþia presiunii ºi temperaturii aerului în rezervoare, prezentat în figura 87 ºi figura 88.

Figura 87 – Schema egalizãrii presiunii aerului în rezervorul de aer.

Figura 88 – Comparaþie între presiunile aerului din douã rezervoare de aer. Rezervorul 1 are 57 l ºi o presiune iniþialã de 1 bar. Rezervoarele sunt legate cu atmosfera printr-o duzã cu diametrul de 5 mm.

Figura 88 a – Variaþia temperaturilor în rezervoarele date în figura 87. Condiþiile tehnice date în figura 87 se pãstreazã.

C. Cruceanu în lucrãrile [17] ºi [18] a elaborat modele de calcul pentru curgerea aerului prin diferite componente pneumatice din instalaþia de frânã.

Frânele care echipeazã materialul rulant, ca element de o deosebitã importanþã pentru asigurarea siguranþei circulaþiei, trebuie sã îndeplineascã o serie de condiþii tehnice. Tabelul 5 Principalele caracteristici ºi condiþii impuse frânelor pentru a fi admise în traficul european, conform fiºelor UIC 540 ºi 541.1 Condiþii pentru regim Nr. Principalele caracteristici crt. Marfã Persoane 1 Presiunea maximã în cilindrul de frânã 3,8 ± 0,1 bari Timpul de umplere a cilindrului de frânã pânã la 95% 2 din presiunea maximã 10-30 s 3-5 (3-6) s Depresiunea necesarã în conducta generalã pentru o 3 frânare 1,5 ± 0,1 bar totalã Presiunea la revenirea frânei în poziþie de acþionare dupã slãbire: 4 – în conductã generalã £ 4,85 bari – în cilindrul de frânã < 0,3 bar 5 ªocul de umplere dupã frânarea totalã (peste 6 bari) min. 40 s min. 10 s 6 Viteza undei de frânare la frânarea rapidã ³ 250 m/s Sensibilitatea: frâna trebuie sã intre în acþiune la o scãdere a presiunii în conducta generalã de: 7 – pentru un vagon 0,6 bar în 6 s – pentru un tren 0,3 bar Insensibilitatea: frâna nu trebuie sã intre în acþiune la 8 o scãdere 0,3 bar în 60 s a presiunii în conducta generalã a unui vagon Timpul de slãbire a unui tren în 60 osii, toate frânate, max. 70 s 9 dupã max. 25 s frânarea totalã 10 ªocuri de umplere cu frâna slãbitã min. 2 s Inepuizabilitatea: scãderea valorii presiunii maxime 11 obþinute în cilindrul de frânã 15% Funcþionarea sigurã a frânei la presiuni de regim între 12 4 ºi Obligatoriu 6 bari în conducta generalã 13 Frânarea proporþionalã cu sarcina Sã fie posibilã 14 Compensarea pierderilor de aer din cilindrul de frânã Sã fie posibilã

Pentru ca o frânã cu aer comprimat sã fie admisã în traficul intern ºi internaþional, este necesar ca ea sã respecte cerinþele impuse prin fiºele UIC nr. 540 ºi 541.1, ale cãror principale prevederi sunt evidenþiate în tabelul 5. Comparativ, în tabelul 6 sunt prezentate principalele caracteristici tehnice necesare frânelor din dotarea trenurilor de marfã, pentru a fi admise în traficul american (conform “Manual of Standards and Recommended Practices”, section E, part. I). Din analiza acestor cerinþe tehnice impuse rezultã cã, pentru o corectã funcþionare a echipamentelor pneumatice de frânã, trebuie îndeplinite o serie de condiþii legate de timpii de umplere sau de golire a unor incinte pneumatice, cu obligativitatea respectãrii unor valori bine precizate pentru nivelul presiunilor din aceste camere. Aceasta impune, atât utilizarea în circuitele pneumatice a unor orificii calibrate, care sã asigure debite masice controlate de aer, cât ºi proiectarea corespunzãtoare a elementelor elastice (arcuri elicoidale, membrane etc.), care acþioneazã supapele de comandã.

Tabelul 6 Principalele caracteristici ºi condiþii impuse frânelor trenurilor de marfã pentru a fi admise în traficul american Nr. Principalele caracteristici Condiþii de realizare Obs. crt. Pentru presiunea de regim (psi) Presiunea maximã în cilindrul de 70, 90, 110 frânã, la frânarea totalã, se va obþine 1 Depresiunea necesarã (psi) 20, la o scãdere a presiunii în conducta generalã, astfel (psi)1) 26, 32 Depresiunea efectuatã în conducta Cu 15-20% mai mari decât cele 2 generalã pentru o frânare rapidã (psi) corespunzãtoare frânãrii totale Presiunea minimã în cilindrul de 3 frânã, la prima treaptã de frânare (de8-12 psi presiune 5 psi) Compensarea automatã a pierderiObligatorie în domeniul presi4 lor de aer din cilindrul de frânã unilor mici (8-12 psi) Timpul de umplere a cilindrului de 5 4-6 s frânã, la un vagon (f 10½ × 8½) 21-25 s (pentru presiune în reTimpul de golire a cilindrului de gim de 70 psi) frânã (f 10½ × 8½) la un vagon 50-5 psi 6 (pentru o scãdere a presiunii în cilin21-28 s (pentru presiuni în redrul de frânã între 50-5 psi) gim de 110 psi) 7

8

Diferenþa în momentul slãbirii frânei, între presiunea din conducta generalã ºi rezervorul auxiliar Timpul de începere a slãbirii la un tren standard de 150 osii2) – dupã o depresiune de 10 psi – dupã o depresiune de 15 psi

max. 1,75 psi max. 17 s max. 16 s

Timpul de umplere a cilindrilor de frânã: – la vag. 150, dupã frânarea totalã (mãsurat între momentul acþionãrii 9 robinetului mecanicului ºi efectuarea frânãrii la vag. 150); – la vag. 150, dupã frânarea rapidã (mãsurat între vag. 1 ºi vag. 150); – la un vagon izolat dupã frânarea rapidã Timpul de propagare a undei de frânare, pentru o frânare rapidã, la trenul 10 standard (mãsurat între momentul intrãrii în acþiune a frânelor vag. 1 ºi 150)

max. 75 s pânã la 90% din presiunea maximã în cilindrul de frânã Presiunea maximã în cilindrul de frânã în max. 21,9 s Presiunea maximã în cilindrul de frânã în 12-14 s, cu o creºtere de 12-17 psi în max. 1,5 s

tf = max. 7,9 s

Cinci vagoane în mijlocul treNumãrul maxim admis de frâne i11 zolate la frânare rapidã (la trenul stan- nului (vag. nr. 76-80) dard) tf £ 7,9 s 12

Timpul de realimentare dupã o frânare rapidã

cca 90 s

Pentru un distribuitor se vor efectua urmãtoarele încercãri: – o scãdere a presiunii în conducta generalã de la 70 la 50 psi în 93 s; Insensibilitatea: – cu distribuitorul în acþiune 13 – pentru un vagon; timp de 1 min. frâna nu trebuie sã intre în acþiune – pentru trenul standard Se deschide o duzã cu f 1/8½ între vag. 140 ºi 141, robinetul mecanicului fiind în poziþie de mers, ºi timp de 3 min. frânele nu trebuie sã intre în acþiune Pentru un distribuitor se vor efectua urmãtoarele încercãri: – o scãdere de presiune în conducta generalã de la 70 la 50 psi Sensibilitatea: în 36 s; 14 – pentru un vagon; – cu distribuitorul în acþiune – pentru trenul standard timp de 1 min. frâna trebuie sã intre în acþiune. La treapta de frânare cu o depresiune de 5 psi frânate trebuie sã intre în acþiune 15 Frânarea proporþionalã cu sarcina Sã fie posibilã 1) psi – poundforce per square inch (1 psi = 0,06895 bar); 2) tren standard: 150 osii, presiunea de regim 70 psi.

Din cele prezentate rezultã cã, pentru o proiectare corectã a echipamentelor pneumatice de frânã, este necesar, în primul rând, un studiu aprofundat al mecanicii curgerii aerului prin orificii calibrate, canale etc.

Miºcarea unui fluid (în cazul de faþã aerul), este deosebit de complexã, iar analizarea simultanã a tuturor factorilor care intervin în timpul miºcãrii ar conduce la o formulare matematicã prea complicatã. De aceea, fenomenele reale sunt simplificate prin eliminarea factorilor neesenþiali ºi pãstrarea celor cu un rol determinant. Astfel, se pot crea sisteme teoretice numite modele, care constituie imagini simplificate ale fenomenelor reale ºi care reþin numai caracteristicile esenþiale fenomenului real, fãcând abstracþie de cele secundare. Primul pas în construirea unui model de fluid constã în adoptarea ipotezei continuitãþii. Deºi fluidele ºi, în special, aerul, au o structurã discontinuã, ipoteza poate fi admisã, cãci, conform mecanicii fluidelor studiate la o scarã microscopicã, acestea se comportã ca ºi când materia ar fi distribuitã continuu. Deci, fluidul are o structurã continuã la orice nivel, cu excepþia, eventual, a unor puncte, curbe sau suprafeþe de discontinuitate care, dacã este nevoie, pot fi studiate separat. Adoptând aceastã proprietate, se poate considera cã aerul este un mediu continuu, deformabil izotrop. Modelarea fenomenelor care însoþesc curgerea aerului – ca fluid compresibil – în sistemele pneumatice de frânã, se bazeazã, în principal, pe aplicarea legilor de conservare a masei de fluid ºi a momentului cinetic (într-un volum de control), ºi a principiilor I ºi II ale termodinamicii. De asemenea, modelul trebuie sã includã ecuaþia de stare a fluidului, care permite corelarea proprietãþilor lui termodinamice, ºi, în plus, sã þinã cont de faptul cã deplasarea sarcinilor mecanice este guvernatã de postulatul al II-lea al mecanicii newtoniene. În continuare, sunt prezente câteva ipostaze care stau la baza construirii modelelor matematice ale componentelor pneumatice din sistemele de frânã. 1. Se considerã curgerea aerului (socotit un fluid compresibil), ca aproximativ unidimensionalã, ceea ce presupune o variaþie neglijabilã a proprietãþilor sale în secþiunea normalã, pe direcþia de curgere (figura 89). Ipoteza distribuþiei cvasiuniforme a presiunii statice, în secþiunea transversalã, este valabilã pentru regimul de curgere permanent, dar trebuie þinut cont de faptul cã temperatura, viteza ºi densitatea pot înregistra variaþii importante. De aceea, în modele se folosesc valori medii, pentru vitezã aceastã modificare fiind redatã de relaþia: 1 W = òW ( r, q) dr dq (93) AA

iar debitul masic: o

M = r ×W × A

(94)

în care: o

M este debitul masic de fluid; W – viteza medie de circulaþie a fluidului; r – densitatea medie a fluidului; A – aria secþiunii de curgere. În aceste condiþii, în modelarea sistemelor pneumatice de frânã, ecuaþiile diferenþiale se exprimã în funcþie de presiunea medie, de debitul masic ºi de temperatura medie pe secþiunile volumelor de control. Ipoteza curgerii unidimensionale poate fi adoptatã în modelare, doar dacã aria normalã variazã gradat ºi foarte puþin de la o secþiune la alta, iar raza de curburã a conductei sau a canalului este relativ mare în raport cu diametrul efectiv de trecere a tubului de curent. Dacã geometria canalului se schimbã continuu, se poate adopta soluþia delimitãrii volumului de control, suficient de departe de discontinuitatea geometricã, astfel încât, în aceste secþiuni variaþiile vitezei medii de circulaþie, densitãþii medii ºi temperaturii aerului sã fie neglijabile (figura 89).

Figura 89 – Volumul de control pentru scrierea ecuaþiilor de conservare la curgerea compresibilã, unidimensionalã.

Este evident cã în aceste cazuri se impune corectarea valorilor obþinute teoretic, pe baza modelului real, prin coeficienþi de corecþie deter-

minaþi experimental, care sã þinã cont ºi de efectele secundare din zona respectivã (frecãri vâscoase, contracþia secþiunii reale de curgere etc.). 2. Considerând cã aerul – ca mediu fluid este un gaz perfect, în sistemele pneumatice de frânã, lucru justificat prin domeniul de variaþie a presiunilor ºi temperaturilor obiºnuite de lucru, rezultã: – invariabilitatea exponentului politropic (1,405 pentru aerul umed din instalaþiile pneumatice de frânã); – dependenþa univariabilã a energiei interne u ºi a entalpiei specifice h, în raport cu temperatura absolutã T: (95) du = c v dT 1 dh = cp × dp = Tds + dp r

(96)

– corelarea parametrilor de stare prin ecuaþia gazelor perfecte: m (97) p × v = RT = m × Ra × T m – dependenþa variaþiei entropiei s în raport cu variaþia temperaturii T ºi a densitãþii r a fluidului: ds =

a æ 1ö dT + Ra × r × d ç ÷ è pø T

(98)

în care: Cv, Cp sunt cãldurile specifice ale fluidului la un volum ºi o presiune constante; s – entropia; µ – masa molarã a fluidului; R – constanta universalã a gazelor perfecte; Ra – R/µ; p – presiunea; V – volumul ocupat. 3. Considerând cã aerul nu are vâscozitate decât în zonele de curgere cu o intensificare intenþionatã a frecãrilor vâscoase în fluid, în sistemele pneumatice de frânã, pierderile “distribuite” pe liniile de interconexiune pneumatice pot fi, în general, neglijate. În situaþia în care este necesar un calcul exact al pierderilor de presiune, în sistemul pneumatic, sau dacã pierderile “distribuite” pot avea o influenþã mai mare (de exemplu, în cazul curgerii aerului în lungul conductei generale de aer a trenului), scãderea presiunii, datoritã frecãrilor vâscoase ale aerului ca fluid real, va putea fi exprimatã sub formã de model al unei rezistenþe adiþionale, descrisã de relaþia:

o

L 1 M2 p1 - p 2 = l DH 2 g A 2 × r 2

(99)

unde: l este coeficientul de proporþionalitate ºi depinde de regimul de curgere ºi de rugozitatea pereþilor conductei; DH – diametrul hidraulic al canalului; g – acceleraþia gravitaþionalã; L – lungimea canalului. Dacã aceastã ipotezã este infirmatã într-o zonã relativ restrânsã de curgere, aerul va fi considerat un fluid real ºi newtonian, vâscozitatea depinzând de temperaturã, conform formulei Sutherland. 4. Considerând cã aerul din sistemele pneumatice de frânã este un bun conducãtor de cãldurã, curgerea fluidului compresibil fiind însoþitã de schimbul termic între aerul comprimat, pereþii elementelor reþelei ºi mediul ambiant, se pot evidenþia trei situaþii de transfer termic, astfel: – în zonele de curgere rapidã: transformarea adiabaticã; – în zonele de curgere lentã: transformarea izotermã; – în zonele de curgere cu viteze medii: transformarea politropicã. 5. Se considerã cã în sistemele pneumatice de frânã, aerul este un mediu elastic, compresibil, prin care propagarea semnalelor de presiune se face cu viteza finitã a (figura 90), calculabilã cu relaþia: a= k

P = k × Ra × T r

(100)

în care k este exponentul adiabatic.

Figura 90 – Propagarea semnalelor acustice în mediu compresibil.

Variaþiile densitãþii fluidului, în funcþie de presiune ºi temperaturã, impun mãrimea fizicã “debit masic”, pentru a satisface ecuaþia de conservare a materiei.

Gradul de compresibilitate pentru un regim precizat de presiuni ºi temperaturi este apreciat global, prin criteriul sintetic de similitudine, exprimat de numãrul lui Mach: M=

W = a

W k × Ra × T

(101)

Figura 91 – Camera pneumaticã de acumulare a fluidului compresibil.

a) Legea conservãrii masei fluidului Pentru volumul de control (figura 91), conservarea masei fluidului se exprimã prin ecuaþia de continuitate considerând ipotezele simplificatoare menþionate mai sus: ¶p ¶ A + (r × w × A) = 0 (102) ¶t ¶x În regim permanent (¶r / ¶t = 0), ecuaþia exprimã conservarea debitului masic al fluidului:

o

M = p × W × A = const.

(103)

Transcriind legea de conservare pentru volumul de control din figura 91, rezultã:

òrds = const.

(104)

v

ºi n dM æ o ö = åç ± M j ÷ ø dt i=1 è

(105)

adicã, variaþia masei fluidului compresibil, din volumul de control, este numeric egalã cu suma algebricã a debitelor masice care strãbat suprafaþa de control. Prin convenþie, se vor considera pozitive debitele care “intrã” în volumul de control ºi contribuie la creºterea masei de fluid, acumulatã în interior. Particularizând relaþia (105), în principalele situaþii întâlnite la sistemele pneumatice de frânã, se observã: – la absenþa acumulãrii (exemplu: compensarea pierderilor din conducta generalã de aer a trenului, în poziþiile a II-a ºi a IV-a robinetul mecanicului KD-2): n

æ o ö å çè ± M j ÷ø = 0 i=1

(106)

– la acumularea aerului într-un volum V fix (exemplu: alimentarea rezervoarelor auxiliare, a camerei de comandã, a cilindrului fictiv etc.): V d æ pö n æ o ö (107) ç ÷ = ç ± M÷ ø Ra dt è T ø å i=1 è – la acumularea aerului într-un volum variabil (exemplu: umplerea cilindrului de frânã): d æ p×V ö n æ o ö (108) ç ÷ = ç ± M÷ ø dt è Ra × T ø å i=1 è Considerând cã aerul suferã o transformare politropicã, pentru fluidul din interiorul volumului de control se pot scrie relaþiile: æ pö T = T0 × ç ÷ è p0 ø

n -1 n

TV n -1 = T0 V0n -1

(109) (110)

în care: T0 este temperatura iniþialã; p0 – presiunea iniþialã; V0 – volumul de control. În aceste condiþii, relaþia (108) devine: n o 1 ö æ V dp + n + 1 p dV ö = æ ± M j÷ ç ÷ åç ø n × Ra × T è dt n dt ø n =1 è

(111)

În cazul particular din figura 91, se poate scrie: V = V0 + S e × x

(112)

KR × x = Se × p

(113)

dV S e dp = dt K R dt

(114)

ºi astfel încât:

deci, ecuaþia de conservare se poate scrie sub forma: 1 n + 1 S e2 ö n æ o ö æ p÷ = ç ± M j ÷ ç V+ ø n × Ra × T è n KR ø å i=1 è

(115)

Dacã termenul din parantezã îl notãm cu V*, adicã, n + 1 S e2 (116) V *= V + p n KR unde V* este numit volum redus, se regãseºte expresia generalã clasicã a conservãrii masei de fluid compresibil: V* dp n æ o ö × = ç ± M j÷ ø n × Ra × T dt å j=1 è

(117)

b) Legea conservãrii momentului O formã generalã a ecuaþiei de conservare, pentru curgerea unidimensionalã într-un volum de control, pentru regim nepermanent, este: ¶p ApW 2 æ 4 f ö A ç ÷ + FG × p × A × cos a = 2 è DH ø ¶x (118) =

¶ ¶ ( pWA) + ( pWA) ¶t ¶x

unde: f – coeficientul convenþional de frecare a tubului de curent; DH – diametrul hidraulic mediu al volumului de control. Dacã se neglijeazã forþele gravitaþionale (Fa = 0), ipotezã valabilã datoritã densitãþii reduse a aerului comprimat ºi a volumelor de control, relativ reduse), ecuaþia (118) va cãpãta, în condiþiile gazului ideal, forma: 1 ¶p ¶W ¶W + +W = 0 (119) r ¶x ¶t ¶x În absenþa forþelor disipate ºi de greutate, în regim permanent, ecuaþia de conservare a momentului se reduce la ecuaþia Bernoulli: 1 dp + wdw = 0 (120) r sau sub forma integralã, p2

òp1

dp w 2 = constant pe tubul de curent + p 2

(121)

Integrarea relaþiei (121) depinde de specificul transformãrii de stãri, astfel încât pentru o transformare politropicã în raport cu condiþiile de curgere (P1T1 ® P2T2), se obþine ecuaþia: n -1 é ù n n -1 p 1 æ ö 2 (122) Ra T1 ê ç - 1ú + ( w12 - w22 ) = constant ÷ n ê è p1 ø ú 2 ë û iar pentru o transformare izotermã a stãrii pe care ar putea-o suferi fluidul din volumul de control, ecuaþia (120) devine: p 1 Ra × T1 × I n 2 + ( w12 - w22 ) = const. (123) p1 2

c) Principiul I al termodinamicii Respectând convenþia din termodinamicã, potrivit cãreia cãldura adãugatã Q este pozitivã, iar lucrul mecanic L, efectuat asupra sistemului este negativ, ecuaþia generalã a legii conservãrii energiei fluidului este: (124) du = dQ - dL Prin explicitarea lucrului mecanic asupra fluidului din volumul de control, în cazul curgerii unidimensionale, cu neglijarea energiei cinetice ºi poziþionale, datoritã prezenþei camerei de acumulare (figura 91), relaþia (124) devine:

o o du C p d æ o ö ( p × V ) = C p ç T1 M 1 + T2 M 2 - T M ÷ è ø dt Ra dt

(125) d Q dV -p dt dt În aceastã ecuaþie mãrimea necunoscutã este cãldura Q schimbatã de fluid prin pereþii reþelei de curgere. Datoritã atât faptului cã miºcarea fluidului în volumul de control poate varia de la punct la punct, cât ºi faptului cã temperatura pereþilor depinde de o multitudine de factori (temperatura ambiantã, circulaþia curenþilor de aer din exterior, radiaþia, capacitatea lor caloricã etc.), calculul transferului de cãldurã este foarte complicat de înglobat într-un model analitic. De aceea, cel puþin în faza preliminarã, de proiectare a elementelor pneumatice de frânã, se recomandã a se opta pentru una din urmãtoarele ipoteze de simplificare: 1. Q ¹ 0, situaþie în care ecuaþia de conservare a energiei (125) se substituie în model prin ecuaþia de transformare politropicã a stãrii aerului, iar valorile exponentului politropic vor fi astfel alese încât sã rezulte cea mai bunã aproximare a efectelor globale în regim staþionar ºi tranzitoriu; 2. Q = 0, situaþie corespunzãtoare, fie unei izolãri termice a volumului de control, fie unui proces de acumulare care se desfãºoarã atât de rapid, încât transferul, care prin esenþã este de proces lent, poate fi ignorat. În aceste condiþii, acceptând cã procesul este adiabatic rapid reversibil ideal, modelul pneumatic va include ecuaþia energeticã sub forma: p

n o ö æ n T o dV V dp = Ra × T ç å i M i - å M j ÷ dt è i=1 T ø K dt j=1

(126)

d) Principiul II al termodinamicii Acesta permite definirea nu numai a unui proces ideal, ci ºi a gradului de imperfecþiune a proceselor reale care au loc în sistemele pneumatice. Indiferent de forma de transcriere analiticã, principiul nu este înglobat în construirea modelelor pneumatice, dar poate constitui un criteriu de apreciere a “idealizãrii” procesului real. Pentru un proces ireversibil, viteza de degradare a energiei poate fi mãsuratã în funcþie de variaþia entropiei. În cazul particular în care transferul de cãldurã este neglijabil (Q = 0), iar procesul este ireversibil adiabatic, variaþia de stare a unui gaz perfect poate fi calculatã prin evaluarea presiunilor sau a temperaturilor, la începutul (indice 1) ºi sfârºitul (indice 2) transformãrii:

k - n ö p2 (127) D s = M × c v æç ÷ l è n ø n p1 Deoarece ireversibilitatea implicã D s > 0, variaþia maximã a entropiei la trecerea gazului ideal din p, în ps se obþine pentru n = 1, deci prin procese izoterme, ea putând reprezenta un criteriu de aprecierea gradului cel mai ridicat de ireversibilitate. Dacã definim gradul de ireversibilitate a procesului prin expresia: k-n d ir = × 100 [%] (128) n ( k - 1) se observã cã atunci când procesul este adiabatic (n = k), d ir = 0% ireversibilitate, iar când procesul este izoterm d ir = 100%. Esenþial este ca la modelarea proceselor reale sã se aleagã valori optime ale coeficienþilor de ponderare, introduºi în modelele ideale de curgere ºi acumulare a fluidului compresibil, în aºa fel încât sã rezulte cea mai bunã aproximare a gradului de ireversibilitate a procesului. Instalaþiile de frânã care echipeazã vagoanele de marfã existente pot fi încadrate în 5 tipuri standardizate dupã cum urmeazã: Nr. Nr. de Viteza Regim crt. osii [km/h] circulaþie

Sarcina pe osie [t]

Tip schimbãtor frânã 2 trepte mecanic 2 trepte pneumatic proporþional cu încãrcãtura

1

100

S

20

2

100

S

22,5

3

100

S

22,5

120

SS

120

SS

4

5

2 ºi 4 osii

18 t pânã la 120 km/h 20 t pânã la 100 km/h 18 t pânã la 120 km/h 25 t pânã la 100 km/h

Prescripþii conform fiºelor UIC 543, 544.1 541.04, 543, 544.1 541.04, 543

proporþional cu încãrcãtura

541.04, 543

proporþional cu încãrcãtura

nu sunt încã prevederi UIC

Având în vedere cã prin utilizarea schimbãtoarelor de frânã cu douã trepte (mecanic sau pneumatic) se limiteazã sarcina pe osie la 22,5 t, se estimeazã ca în viitor aceste schimbãtoare se vor folosi din ce în ce mai puþin. În Europa, astãzi ºi în viitor, vagoanele de marfã nou construite se echipeazã, de regulã, cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura. Pentru vagoanele de marfã cu sarcini pe osie situate în domeniul 5 ÷

22,5 t frâna foloseºte ca material de frecare sabotul din fontã. Vagoanele de marfã care au sarcini pe osie situate în afara domeniului de mai sus se numesc excepþii. Pentru aceste excepþii se utilizeazã saboþii din materiale compozite, iar pentru vagoanele care circulã în regimul SS la sarcini pe osie mai mari de 18 t se foloseºte frâna cu disc pentru a se asigura un procent de masã frânatã l = 100%. În prezent se tinde ca vagoanele de marfã sã aibã sarcini pe osie de 25 t. Sistemul de frânã care echipeazã aceste vagoane este similar celui folosit pentru regimul de circulaþie SS. Aceasta înseamnã cã procentul de masã frânatã l va scãdea sub valoarea de 100%, aºa cum rezultã mai jos: l = 100% l = 90% l = 80% l = 72%

pentru v = 120 km/h ºi 18 t/osie pentru v = 120 km/h ºi 20 t/osie pentru v = 100 km/h ºi 22,5 t/osie pentru v = 100 km/h ºi 25 t/osie

e) Postulatul II al dinamicii Acesta trebuie aplicat în construcþia modelelor de sistem pneumatice, deoarece furnizeazã ecuaþiile de completare la nivelul ieºirilor ºi intrãrilor de naturã mecanicã. Pentru fiecare ieºire a sistemului, forþa activã dezvoltatã de presiunea fluidului dintr-o camerã de acumulare, înzestratã cu element elastic d 2x sau mobil, poziþioneazã o sarcinã mecanicã inerþialã m s 2 învingând, dt în general urmãtoarele forþe rezistente: – forþe de sarcinã Fs; – forþe de frecare coulombianã Ff; – forþe de frecare vâscoasã Fv; dx (129) Fv = B dt – forþe elastice Fe = K R × x ; – forþe aerodinamice dezvoltate de fluidul eºapat asupra obturatoarelor Fa; – “forþe” de compresibilitate, reprezentând echivalentul mecanic al efectului de micºorare a volumului specific, la creºterea presiunii în camera de acumulare Fe. Ecuaþia dinamicã prin care se pot modela efectele acestor forþe active ºi rezistente are forma: d2x dx (130) ps e = m 2 + Bv + K R x + Fs + Fa + Fc dt dt

CFR a optat pentru echiparea materialului rulant motor ºi tractat la instalaþiile de frânã cu aer comprimat Knorr KE dezvoltate de firma germanã KNORR BREMSE. Instalaþia de frânã conþine în principal distribuitorul de aer pentru comanda frânei vehiculului, aparate de completare ºi conducte de aer. În figura 92 este prezentatã schema instalaþiei de frânã pentru vagoanele de marfã care circulã în regimul de circulaþie S cu viteza maximã de 100 km/h ºi sunt nominalizate aparatele de completare din cadrul instalaþiei de frânã.

Figura 92 – Schema instalaþiei de frânã KE–GP pentru regimul de circulaþie S cu schimbãtor gol-încãrcat pneumatic:

1 – Distribuitor de aer KE 2/D; 2 – Cilindru de frânã BG; 3 – Regulator automat de timonerie DRV; 4 – Rezervor auxiliar; 5 – Semicuplare de aer; 6 – Robinet frontal de aer; 7 – Schimbãtor de regim gol-încãrcat L–B; 8 – Schimbãtor de frânã G–P; 9 – Robinet de izolare; 10 – ªtuþ pentru probã.

Schimbãtorul de frânã gol-încãrcat prezentat în figurã realizeazã forþele de apãsare pe saboþi pe cale pneumaticã, prin realizarea de douã pre-

siuni maxime în cilindrul de frânã. Aceasta corespunzãtor “domeniului de încãrcare “vagon gol” – “vagon încãrcat la cifra de comutare” – “vagon complet încãrcat” (vezi pct. 1.4.4). Pentru vagoanele de marfã echipate cu schimbãtor mecanic gol încãrcat (vezi figura 50 de la pct. 2.3.5) forþele de apãsare pe saboþi se realizeazã mecanic cu ajutorul barelor de frânã “gol” ºi “încãrcat” din timoneria centralã. Pentru acest caz distribuitorul de aer realizeazã aceeaºi presiune maximã în cilindrul de frânã pentru tot domeniul de încãrcare al vagonului. În figura 93 este prezentatã schematic instalaþia de frânã pentru vagoanele de marfã care circulã în regimul de circulaþie SS/S cu viteza maximã de 120 km/h corespunzãtor unei sarcini maxime pe osie de 14-16 t ºi cu 100 km/h corespunzãtor sarcinilor pe osie de la 14-16 t pânã la 22,5 t. În acest caz, forþele de apãsare pe saboþi sunt adaptate într-un numãr infinit de trepte, în funcþie de starea de încãrcare a vagonului, cu ajutorul ventilelor de cântãrire, aceastã instalaþie de frânã fiind cunoscutã sub numele de “Instalaþie de frânã proporþionalã cu încãrcãtura” (vezi pct. 3.4.2).

Figura 93 – Schema instalaþiei de frânã KE–GP–A pentru regimul de circulaþie SS/S:

1 – Distribuitor de aer KE2dSL–ALBd; 2 – Cilindru de frânã de 12¢¢; 3 – Regulator automat de timonerie; 4 – Rezervor de aer; 5 – Semicuplãri de aer; 6 – Robinete de izolare; 7 – Ventile de cântãrire; 8 – Schimbãtor de frânã G–P; 9 – Schimbãtor de frânã închis-deschis; 10 – Legãturi flexibile pentru presiunile R ºi T; 11 – ªtuþ de control al presiunii aerului din cilindrul de frânã; 12 – ªtuþ de control al presiunii aerului din ventilul de cântãrire T.

Figura 94 – Schema instalaþiei de frânã KE–GP–A pentru regimul de circulaþie SS:

1 – Aparat de comandã KER...KSLn, compus din: a – distribuitor de aer Keod; b – ventil de cântãrire RLV11d…; c – suport nr. 5; 2 – Cilindru de frânã de 16 sau 12¢¢; 3 – Regulator automat de timonerie; 4 – Rezervor de aer R; 5 – Semicuplãri de aer; 6 – Robinete de aer; 7 – Ventile de cântãrire; 8 – Schimbãtor de frânã G–P; 9 – Schimbãtor de frânã închis-deschis; 10 – Legãturi flexibile pentru presiunile R ºi T; 11 – ªtuþ de control al presiunii din cilindrul de frânã; 12 – ªtuþ de control al presiunii din R ºi T.

Figura 95 – Instalaþia de frânã KEs a unui vagon de cãlãtori:

1 – suport al distribuitorului de aer; 2 – distribuitor de aer; 3 – releu de presiune; 4 – accelerator de frânare; 5 – supapã de alimentare întârziatã; 6 – rezervor auxiliar de 75 l; 7 – rezervor auxiliar de 125 l; 8 – rezervor al acceleratorului de frânare; 9 – cilindru de frânã; 10 – regulator automat de timonerie SAB tip DRV; 11 – mâner al robinetului de izolare; 12 – mâner al robinetului schimbãtorului de regim M–P–R; 13 – dispozitiv de descãrcare; 14 – robinet de alarmã; 15 – mâner al semnalului de alarmã; 16 – robinet frontal de izolare; 17 – semicuplãri flexibile; 18 – reducþie; 19 – rezervor de siguranþã; 20 – filtru de aer; 21 – regulator presiune la cutia de osie; 22 – conducta de legãturã; 23 – indicator al presiunii de frânare; 24 – supapã de evacuare; 25 – supapã de siguranþã; 26 – dispozitiv contra blocãrii roþii.

În figura 94 este prezentatã schema instalaþiei de frânã pentru vagoanele de marfã care circulã în regimul de circulaþie SS, cu viteza maximã de 120 km/h, inclusiv aparatele de completare din cadrul acesteia (vezi pct. 3.4.2). În lucrarea [47] sunt prezentate ºi alte scheme ale instalaþiilor de frânã care echipeazã vagoanele de marfã apte circulaþiei în regimurile S ºi SS ºi componentele acestora. La vagoanele de marfã echipate cu instalaþie de frânã proporþionalã cu încãrcãtura, apte circulaþiei în regimurile SS/S ºi SS, ventilul de cântãrire evitã riscurile formãrii locurilor plane la roþi ca urmare a suprafrânãrii. Astfel, aºa cum rezultã din figura 93 ºi figura 94, ventilele de cântãrire sunt montate în serie, ceea ce face ca presiunea de control T, proporþionalã cu încãrcarea unui boghiu sau unei osii a vagonului de marfã pe 4 sau 2 osii, sã se transmitã cu valoarea cea mai micã la releul de presiune. Pentru vagoanele de cãlãtori echipate cu frânã cu saboþi care ating în trenuri de cãlãtori viteza maximã de 140 km/h schema instalaþiei de frânã este prezentatã în figura 95. Pentru vagoanele de cãlãtori care circulã cu viteza de pânã la 200 km/h este prezentatã schema instalaþiei de frânã tip KE–PR–Mg–D cu discuri ºi magnet pe ºinã (vezi pct. 1.3 ºi 1.6.1) în figura 96 a ºi 96 b. Modul de funcþionare al distribuitoarelor de aer Knorr KE care echipeazã materialul rulant din parcul CFR este prezentat în manuale ºi cãrþi editate în România din care amintim: – “Îndrumãtor pentru frâne moderne” de Ion Langa ºi ªtefan Roºu, ediþia 1973. – “Frâne moderne pentru locomotive” de G. Popoviciu, D. Tilea, C. Uþã, ediþia 1971. – “Îndrumãtor pentru repararea distribuitoarelor de aer” de Jean Nãstãsescu, ediþia 1972. – “Frânarea trenurilor” de ªt. Sebeºan ºi D. Tilea, ediþia 1963. – “Descrierea ºi funcþionarea frânelor KNORR KE”, editat de Centrul de Documentare ºi Publicaþii Tehnice al Ministerului Transporturilor în anul 1970. – “Specificaþii tehnice privind întreþinerea ºi repararea frânei vagoanelor AVA 200 (Corail) ediþia 1996 elaborate de ASTRA Arad. Principalele aparate de completare pentru instalaþiile de frânare cu aer comprimat montate pe vagoane de marfã ºi cãlãtori sunt prezentate în continuare.

Figura 96 a – Schema instalaþiei de frânã KE–PR–Mg pentru vagoane de cãlãtori cu frânã disc ºi magneticã de ºinã:

1 – Distribuitor de aer KES; 2 – Robinete de izolare; 3 – Schimbãtor de frânã P-R-Mg; 4 – Robinet frontal de aer; 5 – Semiacuplare de aer; 6 – semiacuplare de aer H; 7 – Filtru centrifug; 8 – Ventil de retur; 9 – Robinet cu barã de acþionare; 10 – Ventil de reducerea presiunii; 11 – Rezervor auxiliar; 12 – Ventil dublu de sens unic; 13 – Întrerupãtor curent; 14 – Ventil cu rolã; 15 – Rezervor principal de aer; 16 – Indicator presiune; 17 – Dispozitiv de inducare AZ; 18 – Manometru F; 19 – Manometru C; 20 – Cutia frânei de alarmã; 21 – Ventil alarmã; 22 – Releu control presiune.

Figura 96 b:

23 – Filtru de aer; 24 – Comandã suplimentarã KZ; 25 – Ventil magnetic; 26 – Cutia de comandã a dispozitivului antiblocaj MGS; 27 – Impulsgeber GI; 28 – Ventil dispozitiv antiblocare; 29 – Tub de legãturã; 30 – Cilindru de frânã U fãrã dispozitivul frânei de mânã; 31 – Cilindru de frânã U cu dispozitivul frânei de mânã; 32 – Portgarniturã de frecare ca garniturã de frecare; 33 – Disc de frânã; 34 – Cilindru de acþionare al patinei magnetice; 35 – Patina magneticã DDGI cu cadru de susþinere; 36 – Ventil de retur pentru drossel; HB – conductã principalã de aer cu 8 bari; HL – Conductã generalã de aer.

Distribuitoarele de aer cu acþiune unificatã tipurile KE1, KE2 ºi aparatele de comandã KER permit umplerea cilindrilor de frânã de diferite dimensiuni în acelaºi timp. Acþiunea unificatã este o caracteristicã a distribuitoarelor moderne care se obþine cu ajutorul unui releu de presiune cu cilindru funcþia “Cv” având un volum de 1 litru. Tipuri de distribuitoare de aer: a) Distribuitorul de aer KE1dSL este utilizat cu un releu de presiune tip KR care transformã presiunea Cv în presiunea din cilindrul de frânã sub raportul 1:1. b) Distribuitoarele de aer tipurile KE2dSL/D echipeazã vagoanele de marfã cu schimbãtor pneumatic gol-încãrcat realizat cu releul cu douã nivele de presiune tip Dü111 cu codurile literare A, B, C ºi D. c) Distribuitoarele de aer KE2dSL–ALBd... sunt folosite pe vagoanele de marfã cu instalaþii de frânã proporþionale cu încãrcãtura. Codul distribuitorului de aer este completat cu codul releului de presiune RLV11d... (exemplu RLV-11d63/1) ceea ce conduce la codul KE2dSLALBd63/1. d) Aparatul de comandã KER...KSLn este compus din: – distribuitor de aer KEOd; KSLn-6"D; – suportul distribuitorului KE nr. 5; – douã relee de presiune tip RLV11d... care se asambleazã pe suportul distribuitorului de aer. Distribuitorul de aer KEO nu are acþiune unificatã, dar împreunã cu relele de presiune se asigurã acþiunea unificatã. Pe vagonul de marfã sunt montaþi doi cilindrii de frânã de 16¢¢.

Releele de presiune sunt aparate pneumatice care transformã caracteristica de variaþie a presiunii aerului din volumul standard de 1 litru (camera Cv) în caracteristica de variaþie a presiunii aerului în cilindrul de frânã (o datã cu mãrirea cantitãþii de aer din cilindrul de frânã). În timpul

acestui proces, nivelul de presiune în cilindrul de frânã poate fi adus la aceeaºi valoare cu cel din camera Cv. a) Releul de presiune KR-1d este utilizat la instalaþiile de frânã cu schimbãtor mecanic gol-încãrcat. Releul transformã în raportul 1:1 presiunea Cv/presiunea în cilindrul de frânã. b) Releul de presiune cu douã nivele de presiune (transformator de presiune) tip Dü111... Releul de presiune Dü111 are pe lângã funcþia de acþiune unificatã ºi funcþia de schimbãtor gol-încãrcat pneumatic. Acesta poate fi comandat manual sau pneumatic. Releul D111 transformã în acelaºi raport presiunile Cv ºi din cilindrul de frânã ca în cazul schimbãtorului gol-încãrcat mecanic. Releul Dü111A se utilizeazã la instalaþiile de frânã cu schimbãtor gol-încãrcat comandat pneumatic cu ajutorul unor ventile de cântãrire. Presiunea de comandã pentru comutarea frânei de la gol la încãrcat ºi invers sunt mai mari decât cele practicate la releul Dü111B. În zona cifrei de comutare presiunile de comandã oscileazã în timpul frânãrii ºi în consecinþã presiunile de aer din cilindrul de frânã basculeazã. Releul de presiune Dü111A se recomandã pentru vagoane cisternã. Releul de presiune Dü111B înlãturã inconvenientele releului Dü111A astfel cã în zona cifrei de comutare presiunile de comandã nu mai oscileazã. Releul de presiune Dü111C realizeazã presiunile de aer în cilindrul de frânã pentru poziþiile de gol-încãrcat prin rotirea unui mâner de cãtre schimbãtorul mecanic gol-încãrcat existent. Prin acþionarea manualã a schimbãtorului mecanic existent se deplaseazã mânerul releului Dü111C în cele douã poziþii de frânare “gol” ºi “încãrcat”. Releul de presiune Dü111D este comutat în poziþiile gol ºi încãrcat cu ajutorul unui piston. Asupra pistonului acþioneazã o presiune de aer la manipularea actualului schimbãtor gol-încãrcat mecanic. c) Releul de presiune RLV11d... Releele de presiune RLV11d... Permit o variaþie continuã a presiunii aerului în cilindrul de frânã în funcþie de presiunea T din ventilele de cântãrire (datã de masa vagonului de marfã). Diferitele tipuri de relee sunt în funcþie de exploatarea specificã a vagoanelor de marfã. d) Releul de presiune tip “Knickventil” Vagoanele de marfã echipate cu instalaþii de frânã capabile sã circule în regimul de circulaþie SS au un procent de masã frânatã l =100% pânã la o valoare a sarcinii pe osie de 18 t/osie. Dacã aceste vagoane circulã într-un tren de marfã pe pante mari, în care sunt numai vagoane apte regimului de frânã S, atunci ele vor fi frânate mai puternic. Regimul termic al

roþilor va fi ridicat ºi, în consecinþã, frecvenþa defectelor acestora va fi mult mai mare comparativ cu roþile frânate în regimul de circulaþie SS. Pentru a se micºora regimul termic al roþilor, firma Knorr a dezvoltat un releu de presiune tip “Knickventil” care reduce presiunea în cilindrul de frânã în cazul unor depresiuni din conducta generalã de aer mai mici de 0,8 bar ºi sarcini pe osie mai mari de 14,5 t. Caracteristica releului de presiune tip “Knickventil” ºi metoda de reducere a regimului termic a roþilor cu ajutorul lui sunt date de subpct. 7.2.

Capacitatea de frânare a unui vehicul se exprimã cu ajutorul noþiunii de masã frânatã. Raportul dintre masa frânatã ºi greutatea vehiculului multiplicat cu 100 poartã denumirea de procent de masã frânatã. La vagoanele echipate cu instalaþie de frânã proporþionalã cu încãrcãtura, procentul de masã frânatã este practic constant pe tot domeniul de încãrcare al vehiculului (vezi pct. 4.6). De asemenea, coeficientul de frânare (vezi pct. 4.1 ºi 4.4) este constant pe tot domeniul de încãrcãri ale vehiculului. Adaptarea forþelor de apãsare pe saboþi sau pe garniturile de frecare se realizeazã prin douã procedee: – mecanic prin variaþia continuã a rapoartelor de amplificare a timoneriei; – pneumatic fie prin variaþia continuã a presiunilor maxime a cilindrului de frânã tip BG cu o singurã camerã mergând de la 1,5 bar la 3,8 bari ºi distribuitor de aer KE 2-AL sau ALP, fie prin variaþia în doi timpi a presiunii maxime în cilindrul de frânã cu douã camere tip DBG. Presiunea aerului creºte mai întâi în camera micã C1 a cilindrului de frânã,

Figura 97 – Cilindrul de frânã tip DBG.

pentru frânarea automatã ºi proporþionalã cu încãrcãtura corespunzãtoare unui procent de cca 50% din greutatea maximã, de la 1,5 bar la 3,8 bari (vezi figura 97). Pentru frânarea automatã ºi progresivã cu un procent de peste 50% din greutatea maximã a vagonului, aerul comprimat acþioneazã în ambele camere C1 ºi C2 ale cilindrului de frânã cu o presiune situatã în domeniul 1,5-3,8 bari. Distribuitorul de aer utilizat este tip KE 2 ALD. Releele de presiune ale distribuitoarelor de aer KE 2 ALP ºi KE 2 ALD care au rolul de a regla proporþional cu încãrcãtura presiunea în cilindrul de frânã pot fi montate ºi separat de distribuitor pe suporþi speciali.

Figura 98 – Ventil de cântãrire pentru vagoane de marfã pe douã osii.

Figura 99 – Ventil de cântãrire pentru vagoane de marfã pe boghiuri H.

Figura 100 – Ventil de cântãrire pentru vagoane de marfã pe boghiuri Y.

Simbolul releelor pot fi de exemplu RR 2 pentru cilindrul de frânã BG ºi RLV 12 pentru cilindrul de frânã DBG. Pentru frânarea în funcþie de încãrcarea vagonului se transmite o parte din greutatea vehiculului la ventilul de cântãrire, care la rândul lui dã presiunea de comandã la releul de presiune. În figurile 98, 99 ºi 100 sunt prezentate pentru exemplificare ventile de cântãrire montate la vagoane de marfã pe 2 osii, vagoane de marfã pe boghiuri H ºi respectiv vagoane de marfã pe boghiuri Y. Dacã suspensia vehiculului este pneumaticã, presiunea acesteia din perne poate fi utilizatã în mod direct pentru comanda releului distribuitorului.

Instalaþia de frânã tip KES sau KE–GPR este folositã la vagoanele de cãlãtori care circulã cu viteze pânã la 140 km/h. Descrierea ºi funcþionarea acestui tip de instalaþie sunt arãtate în lucrarea “Îndrumãtor pentru frâne moderne” de Ion Langa ºi ªtefan Roºu ºi parþial în alte publicaþii indicate la pct. 3.4.1. Din figura 95 rezultã pe lângã distribuitorul de aer KES ºi principalele aparate de completare ale instalaþiei de frânã: – regulatorul presiunii de frânare la cutia de osie; – dispozitivul contra blocãrii roþii; – cilindrii de frânã; – regulatoare automate de timonerie. Cilindrii de frânã ºi regulatoarele automate de timonerie au fost prezentate la pct. 2.3.3 ºi 2.3.7. Instalaþia de frânã tip KE–PR–Mg–D se echipeazã vagoane de cãlãtori care circulã cu viteze de pânã la 200 km/h (vezi figura 96 a ºi 96 b), cuprinde aparate de completare diferite de cele ale tipului de frânã KES. O parte dintre aparatele de completare cum sunt: patina electromagneticã, cilindrul de frânã cu regulator automat încorporat, discul de frânã, timoneria de frânã sunt prezentate la pct. 1.6.1, 2.4.1, 2.4.2. În continuare sunt prezentate aparatele de completare ale instalaþiilor de frânã care echipeazã vagoanele de cãlãtori cu vitezã sporitã din parcul CFR. Regulatorul presiunii de frânare la cutia de osie cunoscut sub denumirea de regulator centrifugal de presiune este un regulator dependent de

turaþie montat la cutia osiei ºi antrenat de osia vehiculului ºi se foloseºte la vehicule feroviare care circulã cu viteze mari, înzestrate cu saboþi metalici. În acest caz se cere modificarea automatã a forþelor de frânare în funcþie de viteza de circulaþie în scopul reducerii distanþei de oprire ºi a evitãrii formãrii locurilor plane. În figura 101 este reprezentat schematic regulatorul presiunii de frânare la cutia de osie. Regulatorul presiunii de frânare este un comutator care lucreazã pe bazã de forþã centrifugã, fiind acþionat de osia vagonului 1. La viteze joase pune în comunicaþie un spaþiu din releul de presiune cu cilindrul de frânã prin conducta 16, iar la viteze mari pune acelaºi spaþiu în legãturã cu atmosfera. Regulatorul este prevãzut cu o reducþie 50 a, un rezervor tampon de 9 litri pentru a asigura sistemul contrapierderilor de aer în cazul ruperilor tubului din cauciuc ºi un ansamblu de pistoane, supape ºi orificii. În funcþie de poziþia schimbãtorului de regim MPR regulatorul presiunii de frânare permite frânãrile cu presiune joasã la viteze care nu depãºesc 70 km/h.

Figura 101:

1 – osie; 2 – cuplaj cu arcuri; 3 – greutatea centrifugã; 4 – orificiu de evacuare; 16 – conductã la supapa de rupere; 50 – rezervor de siguranþã; 50 a – reducþie; 51 – supapã de admisie; 52 – orificiu; 53 – piston; 54 ºi 58 – arcuri.

De la aceastã vitezã în sus se obþin frânãri cu presiuni înalte când mânerul schimbãtorului de regim MPR este la poziþia R. La descreºterea vitezei de la valori mari, regulatorul schimbã presiunea înaltã în presiune joasã atunci când aceastã vitezã a ajuns sub 50 km/h.

Pe vagoanele de cãlãtori echipate cu frânã cu saboþi sau cu disc, din anii ’70 ºi pânã în prezent, s-au dezvoltat mai multe tipuri de dispozitive contrablocãrii roþii. La CFR s-au aplicat în perioada datã mai sus, trei tipuri de dispozitive contrablocãrii roþii dupã cum urmeazã: a) Knorr M2 (mecanic); b) Knorr MWX (mecanic îmbunãtãþit); c) Knorr MGS 1 (electronic cu microprocesor). a) Dispozitivul Knorr M2 este prezentat în majoritatea lucrãrilor indicate la pct. 3.4.1. b) Dispozitivul antiblocare MWX Vagoanele de cãlãtori construite în perioada anilor ’80 au fost echipate cu dispozitiv antiblocare MWX. Dispozitivul antiblocare MWX este folosit la vehicule feroviare cu frânã cu discuri, dar ºi la frâna cu saboþi. Dispozitivul antiblocare MWX împiedicã blocarea roþilor în cazul unor suprafrânãri ºi protejeazã roþile vehiculului faþã de patinarea pe ºinã. Dispozitivul antiblocare MWX este prezentat în figura 102 ºi este compus din urmãtoarele subansamble: – Traducãtor antiblocare MWX; – Ventile antiblocare MWA 15. Traductorul antiblocare MWX are rolul de a evacua aerul din conducta G spre ventilul antiblocare MWA 15 în cazul depãºirii unui joc fix reglat pe toatã lungimea circumferinþei roþii. Traductorul antiblocare este compus în principiu dintr-o masã de rotaþie care deschide un ventil de evacuare în cazul depãºirii unei anumite deceleraþii. Dacã se schimbã direcþia de mers a vehiculului se schimbã ºi direcþia de blocare a dispozitivului, aºa cã funcþia de blocare este activã mereu numai în direcþia de accelerare a roþilor. Prin construcþia sa, traducãtorul de antiblocare realizeazã închiderea ventilului de evacuare în faza de reaccelerare a roþilor, dupã declanºarea protecþiei antiblocãrii, neputând sã se deschidã. Traductorul de antiblocare este scos din funcþiune când presiunea în rezervorul auxiliar al instalaþiei de frânã depãºeºte valoarea stabilitã pentru presiunea minimã. Aceastã deconectare se face din motive de siguranþã.

Figura 102 – Schema de conexiuni a dispozitivului antiblocare MWX.

Ventilul antiblocare MWA 15 este compus din ventilul de evacuare MWA 15 ºi din ventilul de accelerare, combinate sub formã de ansamblu constructiv. Când se eliminã aer din conducta de comandã C în cazul declanºãrii protecþiei antiblocare, ventilul de evacuare MWA 15 eliminã aerul din cilindrul de frânã.

Cilindrul de frânã este alimentat la presiunea de lucru în momentul în care traductorul antiderapant MWX permite realimentarea conductei de comandã C ºi ventilul de evacuare MWA 15. Prin intermediul ventilului de accelerare se permite alimentarea conductei de comandã C pentru scurt timp din conducta R, realizându-se frânarea în prima fazã de reaccelerare a roþii. Ventilul de accelerare este comandat de primul impuls de presiune al realimentãrii conductei de comandã. c) Dispozitivul electronic cu microprocesor MGS 1 al firmei Knorr Bremse De la introducerea dispozitivului electronic antiblocare pentru vehicule feroviare la începutul anilor ’70, dezvoltarea în domeniul electronicii a avansat mult. Astfel, s-a dezvoltat sistemul de protecþie antiblocare MGS 1 cu microprocesoare care s-a omologat la UIC, în iulie 1981.

Figura 103 – Schema dispozitivului electronic antiblocare cu microprocesor MGS 1:

1. Dispozitiv electronic antiblocare cu microprocesor MGS 1; 2. Traductor de impulsuri Indicator de turaþii 3. Rotor cu poli Talometru G1

}

4. Supapã de protecþie GV 12; 5. Cutie de conexiune; 6. Regletã de conexiune; 7. Indicator pneumatic.

În compunerea instalaþiei dispozitivului electronic antiblocare cu microprocesor MGS 1 (figura 103) intrã urmãtoarele subansamble: – dispozitiv electronic antiblocare cu microprocesor; – traductor de impulsuri; – rotor; – supapã de protecþie; – cutie de conexiuni; – regletã de conexiuni; – întrerupãtor pneumatic. Dispozitivul electronic antiblocare realizeazã controlul automat al traductorului de vitezã, al supapelor de protecþie ºi controlul propriu al microprocesorului. Dispozitivul electronic antiblocare este mai sigur la valori deosebit de reduse ale aderenþei (spre exemplu: frunziºul umed de pe ºinã). Prin reglarea dispozitivului în funcþie de valoarea optimã a factorului de aderenþã se realizeazã drumuri de frânare corespunzãtoare. Întreþinerea se face cu cheltuieli reduse, oferind siguranþã sporitã în exploatare, diagnozã proprie ºi indicarea defectului. Spre deosebire de dispozitivul mecanic de antiblocare acest dispozitiv electronic are la dispoziþie mai multe criterii de decizie. Fiind costisitor sã se mãsoare viteza absolutã a vehiculului, se procedeazã la mãsurarea vitezelor de rotaþie a tuturor osiilor montate. Prin && i . Admiþând cã derivarea vitezelor axiale ri se obþin acceleraþii axiale rj variaþia coeficientului de aderenþã se face conform figurii 37 s-a putut elabora principiul dispozitivului bazat pe limitele de acceleraþie reprezentate grafic în figura 104. &&) A , (rj &&) B , (rj &&)C Limitele de acceleraþie luate în consideraþie sunt: (rj &&) D . ºi (rj Pe osia montatã trebuie sã existe în orice moment echilibrul dintre momentele de inerþie, de aderenþã ºi de frânare conform ecuaþiei de mai jos: && i = m a rQi - cpi (131) m ij în care: mi – masele de inerþie pe osia i (kgm2); && i – acceleraþie unghiularã a maselor pe osia i (rad/s2); j µa – coeficientul de aderenþã; r – raza roþii (m); Qi – sarcina pe osia i (kg); c – constantã care depinde de suprafaþa cilindrului de frânã, de raportul de amplificare al timoneriei de frânã; pi – presiunea aerului din cilindrul de frânã (N/cm2).

Figura 104 – Principiul dispozitivului de antiblocare cu microprocesor.

&& scade la valoarea limitã (rj &&) A , se menDacã acceleraþia perifericã rj þine constantã prin sistem presiunea aerului în cilindrul de frânã la vehiculul i: pi = ct && cãtre urmãtoarea vaO reducere în continuare a acceleraþiei roþii rj && B va determina o scãdere a presiunii aerului pi. Scãzând loare limitã – (rj) presiunea pi în cilindrul de frânã al vehiculului i, se obþine într-o primã etapã reducerea acceleraþiei dupã care creºterea acesteia ºi obþinerea de && C. Valoarea + (rj) && C constituie cea de a treia limitã a valori pozitive + (rj) sistemului. În continuare pentru valoarea constantã a presiunii pi se determinã cu ecuaþia diferenþialã (132) maximul lui j. && i = m a rQi (132) m ij Pentru maximul lui j se reduce în acelaºi timp optimul coeficientului de aderenþã µa ºi astfel se reintrã în domeniul stabil al acestuia (vezi ºi figura 37). În continuare se poate ridica presiunea pi dupã atingerea celei && D. de a patra valori limitã (rj)

a) Generalitãþi Releele de presiune pot fi folosite: – la vehicule feroviare care circulã cu viteze mari ºi sunt înzestrate cu saboþi metalici. În acest caz se cere modificarea automatã a forþelor de frânare în funcþie de vitezã; – la vehicule feroviare echipate cu sistem de frânã proporþional cu încãrcãtura.

b) Destinaþia ºi funcþionarea releelor de presiune Releele de presiune oferite de firma KNORR BREMSE sunt indicate în tabelul 7. Tabelul 7

DU 2 DU 4 DU 6 DU 7 DU 10

Raportul presiunilor kg/cm2 6,5/2,5 8/3,4 3,6/2,1 6,3/3,5 8/3,1

DU 11

8,0/3,1

DU 13

4,0/1,57 în douã trepte selectabile 4,0/2,1 8,0/4,0 6,5/3,2 3,8/1,72 4,1/1,85 3,8/1,72 3,8 4,5 3,8 8,0 8,0/3,8 8,0/3,8 8,0/3,8 7,0/3,8 8,0/3,8 5,5/3,8

Denumire

DU 15 DU 17 DU 18 DU 19 DU 21/2,2 DU 21a/2,2 DU 21b/2,2 DU 22/1,05 DU 22a/1,25 DU 22a/1,5 DU 22a/2,2 DU 23/2,1 DU 23a/2,1 DU 23b/2,1 DU 23c/1,84 DU 23d/2,1 DU 23e/1,45

Folosit la vehicule pentru Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere cu frânare controlatã cu dispozitiv de frânare proporþionalã cu încãrcãtura Frâne de mare putere Frânare cu dispozitiv de frânare proporþional cu încãrcãtura Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Compensator de presiune Compensator de presiune Compensator de presiune Compensator de presiune Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frâne de mare putere Frânare de mare putere

Releele de mai sus pot fi clasificate astfel: – relee cu trei pistoane (modele vechi) tipurile DU 2 la DU 10, DU 13, DU 17 la DU 19; – relee cu unul sau douã pistoane pentru frânarea proporþionalã cu încãrcãtura tipurilor DU 11 ºi DU 15; – relee cu unul sau douã pistoane de frânare pentru sistem fãrã dispozitiv de frânare proporþional cu încãrcãtura, tip DU 22;

Pe vehiculele din parcul CFR sunt montate releele de presiune cu unul sau douã pistoane. Funcþionarea diferitelor tipuri de relee de presiune este descrisã în lucrãrile indicate la pct. 3.4.1.

a) Caracteristici constructive ale frânei electromagnetice Vagoanele de cãlãtori moderne AVA 200 (Z1) fabricate de ASTRA Arad începând cu anul 1996, sunt echipate cu frânã KE–PR–Mg–D ºi sistem electropneumatic de întrerupere al frânei de alarmã. Acest paragraf nu prezintã detaliat din punct de vedere constructiv ºi funcþional fiecare element al frânei electromagnetic deoarece firma ASTRA Arad are deja elaboratã aceastã descriere în cadrul documentaþiei tehnice a vagonului, transmisã SNCFR (specificaþii tehnice, cartea tehnicã etc.). Vor fi abordate din punct de vedere principial aparatele de completare ale frânei electromagnetice pentru ca cititorul sã poatã înþelege mai bine importanþa acestei frâne suplimentare. În principiu, instalaþia frânei electromagnetice se compune din: magneþii de frânã, cilindrii de acþionare, partea pneumaticã ºi partea electricã (figura 105 ºi 106). În timpul frânãrii magneþii de frânã alunecã pe ºinã în stare magnetizatã, realizându-se astfel o anumitã forþã de frânare. Fiecare magnet reprezintã o patinã cu lungimea de pânã la 1.500 mm ºi lãþimea de 72 mm (figura 107) formatã din mai mulþi magneþi secþionaþi, în care caz se obþine un efect de frânare cu 20-30% mai mare în comparaþie cu magneþii plini. Elementele constructive ale unui magnet secþionat sunt date în figura 108. Tensiunea de alimentare a magnetului poate fi ºi de 24 V, la o intensitate de 44 A, dezvoltând o forþã de atracþie asupra ºinei de 4 la 12 tone (figura 109 a). La forþa de atracþie de 8,5 t consumul de energie este de 1 kW. Greutatea patinei magnetice este de 160 kg pânã la 300 kg. Ca material se utilizeazã fonta specialã (sferoidalã). Coeficientul de frecare dintre patinã (magneþi) ºi ºinã variazã în funcþie de vitezã, de presiune specificã, de umiditate etc. având valoarea cuprinsã între 0,05 ºi 0,7 (figura 109 b). Pe fiecare vagon se monteazã patru patine de frânare cu o forþã totalã de strângere de 75 la 80% din greutatea vehiculului. Fiecare patinã la rândul sãu este susþinutã ºi acþionatã de câte doi cilindrii verticali cu f 120/145. Capãtul de jos al tijei pistonului este articulat de magnetul de frânare, iar corpul cilindrului este articulat prin douã bolþuri de cadrul boghiului (figura 110). Astfel se asigurã posibilitatea de oscilare pe cadrul boghiului atât transversal, cât ºi în direcþia de mers.

Figura 105 – Schema frânei electromagnetice:

1. Conducta vagonului principal de aer; 2. Cilindru de acþionare a vagonului; 3. Conducte aer; 4. Magnet frânã; 5. Lungimea cadrului de ghidare a magnetului; 6. Placã magneticã; 7. Cadru de ghidare vertical; 8. Suprafeþe de îmbinare dinþate, 9. Suportul punctului fix; 10. Distanþier; 11. Contactor de frânare.

166 MIHAIL STOICA

Figura 106 – Schema instalaþiei de frânã pneumaticã ºi electromagneticã (poziþia alimentare).

Figura 107 – Patina cu magneþi secþionaþi:

1, 2 – Magnet intermediar; 3, 4 – Parte finalã; 5, 6 – Parte de capãt; 8 – Aluminiu; 9 – Suport de suspendare; 10, 11 – Adaos; 12 – ªurub cilindric; 14, 15 – ªuruburi hexagonale; 16, 17 – ªaibã elasticã; 18 – Inel secþionat; 20 – Bucºã; 21 – ªaibã; 22 – Bolþ de agãþare; 23 – Inel de siguranþã; 24 – Miezul magnetului; 25 – Adaos lateral din tablã; 26 – Profil U – superior; 28 – Perete despãrþitor; 29, 30 – Corpul bobinei ºi capac de protecþie; 31 – Carcasa de ghidare a cablului; 35 – Tãbliþa indicatoare; 37, 38 – Placã de transmitere; 53 – Distanþier.

Figura 108 – Magnetul de frânã:

1 – Magnet intermediar; 2 – Magnet intermediar cu gãuri filetate; 7 –Bandã de aluminiu; 9 – Suport de suspendare; 10 – Adaos; 11 – Adaos; 13 – ªurub cilindric; 14 – ªurub hexagonal; 16 – ªaibã; 17 – ªaibã; 19 –Bolþ; 22 – Bolþ de suspendare; 23 – Inel de siguranþã; 27 – Profil U – inferior; 28 – Perete despãrþitor; 29 – Corpul bobinei – tablã de acoperire; 31 – Carcasa de ghidare a cablului; 32 – Profil de izolare; 33 – Frânghie de cupru; 34 – Tablã despãrþitoare; 36 – Bobinã completã; 38 – Placã de transmitere; 39 – Clemã de ºurub; 40 – Inel de cauciuc; 41 – Bucºã de izolare; 42 – Papucul cablului; 43 – Inel de izolare; 44 – Manºon de cauciuc; 45 – Piuliþã; 46 – ªtuþ de înºurubare; 47 – Inel de presiune; 48 – Inel de cauciuc; 49 – Piuliþã olandezã; 50 – ªaibã; 51 – Cablul de joncþiune NSH 10 mm2; 52 – Manºon de cauciuc; 53 – Distanþier.

Figura 109 a – Forþa de atracþie a magnetului funcþie de curent.

Figura 109 b – Coeficientul de frecare dintre magnet ºi ºinã.

a) La ºina udã ºi nisipatã b) La ºina udã ºi nenisipatã c) La ºina uscatã ºi nisipatã d) La ºina uscatã ºi nenisipatã

Figura 110 – Cilindrii de acþionare a magneþilor:

4 – Ventil de emisie; 5 – Ventil de admisie; 8 – Discuri de blocare; 13 – Placã de transmitere; 14 – Placã de antrenare; 16 – Arcurile de ridicare a magneþilor; j – Joc longitudinal între piesele 13 ºi 14.

Când presiunea de lucru din cilindrii de acþionare este stabilitã la o valoare de 2,5 bari se conecteazã curentul la magneþii patinei. Când viteza vehiculului scade sub 50 km/h decuplarea curentului magneþilor se face la o presiune de max. 4 bari. Ridicarea magnetului de frânã de pe ºinã se face cu ajutorul arcurilor elicoidale din cilindrii de acþionare în momentul evacuãrii aerului comprimat. Aparatura pneumaticã a frânei unui vehicul înzestrat cu frâna de tip KEs este completatã cu un ventil suplimentar de comandã (KZ-M, figura 106), un rezervor suplimentar de aer R3 ºi alte organe auxiliare. În acest caz schimbãtorul de regim este prevãzut în plus, pe lângã poziþiile G–P–R sau P–R ºi cu poziþia R + Mg. Intrarea în acþiune a frânei electromagnetice are loc atunci când maneta schimbãtorului de regim este în poziþia R + Mg. Instalaþia de aer comprimat poate fi realizatã în douã variante: – cu o singurã conductã generalã; – cu douã conducte generale. În al doilea caz alimentarea rezervorului suplimentar R3, se face direct din a doua conductã cu presiunea de lucru de 8 kgf/cm2, obþinându-se astfel un timp de slãbire foarte scurt. b) Principiul de funcþionare a frânei electromagnetice montatã pe vagoanele de cãlãtori AVA 200 Frâna electromagneticã este conceputã ca o frânã suplimentarã ºi este pusã în funcþiune numai la frânãri rapide, concomitent cu frâna de aderenþã (cu saboþi sau cu disc). Ea poate deci lucra în regim automat, fiind comandatã pe cale pneumaticã ºi intrã în acþiune când presiunea în conducta generalã scade sub 3 kgf/cm2 ºi iese din acþiune automat când aceastã presiune creºte la 3,4 kgf/cm2, sau când viteza scade sub 50 km/h. Frânare rapidã la V > 50 km/h (figura 106) La o frânare rapidã, presiunea din conducta generalã de aer se reduce prin intermediul robinetului mecanicului. Prin scãderea bruscã a presiunii, alãturi de tripla valvã devine activ ºi acceleratorul de frânã rapidã care face legãtura între conducta generalã de aer ºi rezervorul UB. Sub influenþa presiunii L în scãdere, ventilul de supraveghere închide la 3,4 bari ieºirea X a dispozitivului de comandã suplimentarã KZ–M. Deoarece la frâna magneticã cuplatã, dispozitivul de reglare este în poziþia “Mg”, aerul comprimat din L evacuat spre rezervorul UB ajunge printr-un ventil de reþinere în camera Us al dispozitivului de comandã suplimentar KZ–M. Însã la viteze mai mari decât 50 km/h, conducta F prin antiblocatorul MGS 1 se aeriseºte. Astfel, releul de presiune lucrea-

zã pe treapta “sus” în timpul frânãrii. Sub influenþa presiunii Us, pistonul de comandã se deplaseazã în jos. Rezervorul de aer R1 este racordat prin duza w la camera Us. Întregul volum de aer de rezervã al frânei se compune din rezervoarele R1 ºi R2. Astfel, impulsul provenit de la acceleratorul de frânã rapidã este amplificat ºi devine constant, deoarece UB se aeriseºte din nou, încât se produce o miºcare de comutaþie ºi se face legãtura între rezervorul de aer R3 ºi cilindrii de ridicare (BZ). Sub influenþa creºterii de presiune în BZ (cilindrii de ridicare) se deblocheazã pistoanele de acþionare care, dupã învingerea forþei arcurilor, aplicã magneþii de frânã pe ºinã. Când presiunea din cilindrii de frânã atinge valoarea de aproximativ 2,5 bar prin intermediul dispozitivului de conectare SS1 se conecteazã curentul la baterie pentru magneþii de frânã (la o presiune în cilindrii de acþionare de 4,0 bar dispozitivul SS1 decupleazã din nou curentul de la baterie). Dacã viteza scade sub 50 km/h se aeriseºte conducta F, releul de presiune lucreazã în frânare pe treapta “jos”, iar camera Fv se umple prin duza V pânã la o presiune de cel puþin 4 bar (presiunea din Fv = presiunea din R1). Deoarece forþa aplicatã pe suprafaþa pistonului Fv este mai mare decât cea aplicatã pe suprafaþa pistonului Us pistonul de comandã se deplaseazã în sus ºi închide astfel duza w. În acelaºi timp cu aceastã miºcare se întrerupe ºi legãtura dintre R3, iar cilindrii de acþionare, prin duza de evacuare, se golesc. Dispozitivul de comutare SS1 – ca urmare a scãderii presiunii în cilindrii de acþionare – întrerupe contactul de curent cu magneþi de frânã. Prin forþa arcurilor proprii magneþii de frânã se ridicã de pe ºine ºi se blocheazã din nou. O datã cu creºterea presiunii L (3,8 bar) camera Us se aeriseºte prin duza X dupã fiecare frânare, astfel încât în Us nu se poate forma nici o presiune rezidualã. Umplerea întârziatã a lui Fv prin duza v are ca scop o decuplare lentã a frânei de ºina magneticã ºi, implicit, o trecere mai linã a schimbãrii frânãrii. Însã durata acestei amânãri a fost în aºa fel stabilitã încât frâna de ºinã magneticã sã fie decuplatã în orice caz înainte de oprirea trenului (decuplare cu 3-4 secunde înainte de oprire). Frânare rapidã la V < 50 km/h La începerea unei frânãri rapide apare o creºtere a presiunii în Us. Însã deoarece la o vitezã mai micã de 50 km/h camera Fv este aerisitã dinspre antiblocatorul MGS1 pistonul de comandã nu se deplaseazã în jos (rãmâne sus) astfel încât nu are loc o comutare a frânei de ºina magneticã. La decuplare, presiunea din Us se evacueazã prin ventilul de supraveghere respectiv prin duza de aerisire a acestuia x.

Frânele pneumatice au de obicei o alimentare cu aer comprimat cu presiuni maxime de la 5 la 10 bari. Echipamentul pentru producerea ºi înmagazinarea aerului comprimat necesar funcþionãrii instalaþiei de frânã a trenului se compune din compresoare, rezervoare principale ºi dispozitive auxiliare.

Aerul comprimat de pe locomotivele diesel electrice este produs de compresorul 1 (figura 111) care este acþionat de motorul electric de curent continuu 2 prin intermediul unui angrenaj cu roþi dinþate. Aerul din atmosferã este aspirat de compresor prin filtrul de curãþire 3, comprimat la joasã presiune (prima treaptã), apoi este trecut prin rãcitorul 4 ºi separatorul de apã 7 de joasã presiune, la cilindrul de înaltã presiune, unde este comprimat a doua oarã la presiunea de regim de 10

Figura 111 – Echipament pentru producerea ºi înmagazinarea aerului comprimat de pe locomotivele diesel electrice.

bari. Din cilindrul de înaltã presiune al compresorului, aerul comprimat este refulat în rezervorul principal 10 prin conducta de rãcire 6 ºi separatorul de apã 7. Capacitatea rezervorului 10 este de 970 1. Regulatorul de presiune 8 asigurã funcþionarea automatã a compresorului.

Echipamentul de producere ºi înmagazinare a aerului comprimat de pe locomotivele electrice din parcul CFR (figura 112) este mai perfecþionat decât cel utilizat pe celelalte tipuri de locomotive din parcul CFR. Locomotivele sunt prevãzute cu douã compresoare de aer pentru obþinerea aerului comprimat necesar remorcãrii unor trenuri lungi de marfã ºi cu o instalaþie specialã de purificare ºi uscare a acestuia. Aerul comprimat din compresoarele 1 trece, prin supapele de sens unic 2 ºi supapele de siguranþã 3, spre instalaþia de rãcire ºi uscare. Supapele de siguranþã 3 protejeazã instalaþia de suprapresiune. El se deschide automat când presiunea de lucru a compresoarelor depãºeºte 11 bari.

Figura 112 – Echipament pentru producerea ºi înmagazinarea aerului comprimat de pe locomotivele electrice.

Instalaþia de rãcire 4 este constituitã dintr-o baterie de þevi prevãzute cu aripioare de rãcire ºi amplasatã în canalul de aer din acoperiºul locomotivei. Ea rãceºte aerul pânã la aproximativ 10° C peste temperatura mediului înconjurãtor. Dupã rãcire, aerul comprimat trece în separatorul centrifugal 5. Picãturile de apã ºi de ulei se separã ºi se depoziteazã la partea de jos a separatorului, de unde pot fi eliminate în atmosferã prin supapa de evacuare 6 ºi amortizorul de zgomot 7. Aerul comprimat din separatorul centrifugal trece prin douã rezervoare de uscare 8 ce conþin granule dintr-o substanþã higroscopicã, care absoarbe umiditatea, numitã silicagel. Aerul comprimat uscat, dupã ce trece prin indicatorul de umiditate 9, se separã în douã cãi: prin supapa 10 ajunge la rezervorul de regenerare 11, ºi prin supapa de sens unic 12, separatorul de ulei 13, supapa de sens unic 14 ºi robinetul de izolare 15, la rezervoarele principale 16. De la conducta dintre supapa 12 ºi separatorul de ulei 13 se ramificã conducta care duce la ventilul electromagnetic 17. Aceasta comandã releul de presiune 18 pentru funcþionarea compresoarelor. Când presiunea atinge 10 bari releul de presiune 18 comandã oprirea compresoarelor, prin întreruperea circuitului electric de alimentare a ventilului electromagnetic 17.

Agregatele care asigurã aspirarea aerului din atmosferã ºi comprimarea lui în recipiente închise se numesc compresoare. Compresoarele utilizate pe locomotive lucreazã în douã trepte de compresiune. La prima treaptã, aerul comprimat la o presiune joasã (2-3 bari), iar la a doua treaptã, aerul este comprimat la o presiune înaltã (finalã) de 8-10 bari. a) Compresoarele de aer de pe locomotivele electrice Pe locomotivele electrice 060 EA din dotarea parcului CFR, aerul comprimat este produs de douã compresoare de tipul Atlas Copco NT. Aceste compresoare au doi cilindri de joasã presiune ºi unul de înaltã presiune, montaþi în V sau în W; debitul maxim este de 2.240 l/min. Ulterior, construcþia acestor compresoare a fost îmbunãtãþitã de întreprinderea de motoare ºi compresoare “Timpuri Noi” din Bucureºti, realizându-se compresorul de tip 2 A 320-EA (3 EC 2) cu trei cilindri verticali montaþi în linie; doi cilindri fiind de joasã presiune ºi un cilindru de înaltã presiune. Dintre performanþele acestor compresoare se menþioneazã: – reducerea gabaritului ºi a greutãþii proprii; – perfecþionarea instalaþiei de rãcire a aerului comprimat între trepte.

b) Compresoarele de aer de pe locomotivele diesel electrice Pe locomotivele diesel electrice se utilizeazã un singur compresor de tipul Oerlikon 2 A 320 sau de tipul 3 EC 2. Debitul maxim al compresorului este de 2.500 l/min. a) Calitatea aerului comprimat Funcþionarea frânelor cu aer comprimat depinde în mare mãsurã de puritatea, de umiditatea ºi de metodele de obþinere a aerului comprimat. În ansamblu, în instalaþia de frânã cu aer comprimat, aerul se aflã în trei stãri diferite: în stare atmosfericã corespunzãtoare mediului înconjurãtor, în stare comprimatã în rezervorul principal ºi în stare de utilizare aflat în instalaþia de frânã a trenului. Calitatea aerului exterior aspirat de compresor, depinde de starea timpului, de anotimp, iar uneori ºi de condiþiile locale de unde este aspirat de compresor. Calitatea aerului acumulat în rezervoarele principale depinde de modul cum a fost purificat prin filtrele de aer ºi cum a fost uscat în instalaþiile speciale. Aerul comprimat din instalaþia de frânã, începând de la robinetul mecanicului ºi pânã la urma trenului, are o stare variabilã: în apropierea locomotivei, starea lui este apropiatã de punctul de condensare a umiditãþii, iar în restul trenului este relativ uscat. Dacã aerul din instalaþia de frânã a trenului este prea umed, el formeazã în interiorul þevilor cantitãþi mari de oxizi care sunt antrenaþi în aparatele de frânã, provocând deranjamente în funcþionare (astupã orificii, rizeazã piesele, provoacã neetanºeitãþi etc.). Pentru evitarea acestor neajunsuri, aerul comprimat trebuie sã fie livrat în instalaþia de frânã a trenului cu o umiditate relativã de maxim 80-85%. Umiditatea relativã a aerului din conducte se poate determina cu relaþia: P ×g j = 2 1 × 100 P1 × g 2 în care: j – umiditatea relativã a aerului, în %; P1 – presiunea absolutã a aerului din rezervorul principal, în bar; P2 – presiunea absolutã a aerului din conducte, în bar; g 1 – greutatea specificã a vaporilor de apã saturaþi la temperatura aerului din rezervorul principal, în g/cm3;

g 2 – greutatea specificã a vaporilor de apã saturaþi, la temperatura aerului din conducte, în g/cm3. Prin calcule ºi experienþe s-a constatat cã la presiunea minimã de 8 bari, în rezervorul principal ºi, respectiv, de 5 bari în conducta generalã, umiditatea relativã a aerului nu depãºeºte 80-85%, chiar în cele mai grele condiþii, dacã la producerea aerului comprimat se iau urmãtoarele mãsuri: – se rãceºte aerul în timpul procesului de comprimare pânã când temperatura lui este adusã aproape de cea a mediului ambiant; – se separã mecanic condensul ºi impuritãþile dupã care acestea se eliminã periodic în atmosferã. Umiditatea ridicatã a aerului, mai ales în condiþii atmosferice defavorabile (ploaie, zãpadã, ceaþã etc.), provoacã deranjamente în funcþionarea frânelor datoritã, în special, condensãrii care în timp de iarnã poate îngheþa, obturând chiar ºi conducta generalã, deranjament deosebit de grav pentru siguranþa circulaþiei trenurilor. b) Instalaþia de rãcire suplimentarã La ieºirea din compresor, aerul are o temperaturã de la 110 la 180° C ºi nu poate fi utilizat în instalaþia de frânã. În consecinþã aerul este rãcit cu ajutorul instalaþiei de rãcire suplimentarã montatã pe locomotivã. Fluxul de cãldurã Q cedat în exterior de cãtre instalaþia de rãcire se calculeazã cu relaþia: Q& = aADT (133) D T = Tm - Tu în care: a – coeficientul de transmitere al cãldurii (W/m2 K); A – suprafaþa de rãcire (m2); DT – diferenþa de temperaturã efectivã (K); Tm – temperatura medie a instalaþiei de rãcire (K); Tu – temperatura mediului înconjurãtor (K). Fluxul de cãldurã Q cedat în exterior trebuie sã fie egal cu fluxul de cãldurã primit de instalaþia de rãcire de la aerul comprimat care se calculeazã cu relaþia: Q& = mc & p (T1 - T2 ) (134) în care: m& – debitul aerului comprimat (kg/s); cp – cãldura specificã la presiune constantã (J/kg K); T1 – temperatura de intrare a aerului în instalaþia de rãcire; T2 – temperatura de ieºire a aerului din instalaþia de rãcire.

Figura 113 – Variaþia temperaturii aerului funcþie de lungimea conductei.

Variaþia temperaturii pe lungimea conductei instalaþiei de rãcire a aerului comprimat este datã în figura 113 pentru cazul aerului complet uscat ºi pentru cazul aerului normal umed. Pânã la apariþia fenomenului de condensare a apei din aer la 71° C variaþiile sunt identice. Aerul complet uscat se rãceºte în continuare mai rapid decât cel normal umed, acesta din urmã beneficiazã de cãldura de condensare a apei. Apa rezultatã din instalaþia de rãcire trebuie eliminatã. c) Instalaþia de uscare a aerului Prin instalaþia de rãcire suplimentarã aerul comprimat se rãceºte în cel mai bun caz la temperatura mediului înconjurãtor ºi apoi se satureazã având 100% umiditate relativã. Prin urmare aerul în instalaþia de frânã va produce în domeniul temperaturilor joase, umezirea conductelor de aer. Pentru temperaturi ale mediului sub 0° C, apa rezultatã din condens poate îngheþa. Pentru a înlãtura aceste dezavantaje în practicã se utilizeazã mai multe metode de uscare a aerului comprimat: – uscare prin expansiune – uscare prin rãcire – uscare prin absorbþie La uscarea prin expansiune, aerul se comprimã mai mult decât necesar, se rãceºte la temperatura mediului înconjurãtor ºi în final se transmite instalaþiei de frânã la presiunea de regim. Astfel, dupã rãcire, la temperatura mediului înconjurãtor, aerul comprimat are 100% umiditate relativã. Urmeazã apoi ca prin expansiune, de exemplu, la jumãtate din presiunea absolutã ºi se modificã umiditatea relativã a aerului de la 100% la 50%. De regulã cu acest procedeu nu se poate asigura o uscare suficientã a aerului, deoarece pentru presiunile de regim din conductele de aer ale instalaþiilor de frânã de 5 ºi 10 bari, umiditatea relativã obþinutã prin micºorãrile presiunilor absolute sunt insuficiente.

Uscarea aerului prin rãcire nu se utilizeazã, deoarece procedeul poate funcþiona în principiu pânã la punctul de rouã de 0° C (sau punctul de condens) cu toate neajunsurile care decurg din aceasta. Procedeul cel mai utilizat la instalaþiile de uscare a aerului este uscarea prin absorbþie, care se bazeazã pe legãturi chimice. Aerul comprimat pãtrunde într-un rezervor care este umplut cu granulat chimic ca mijloc de uscare (cum este de exemplu silicatul de natriu sau silicatul de aluminiu). Acest material are o structurã cristalinã cu o mare afinitate pentru apã, vaporii de apã difuzând în cristale ºi condensându-se. Marele avantaj al acestui procedeu îl constituie regenerarea simplã a mijlocului de uscare, care se face prin douã metode. Prima metodã de regenerare cu o camerã (figura 114) permite ca o parte a aerului comprimat uscat sã se ducã într-un rezervor de regenerare pentru uscarea mijlocului de uscare, metodã utilizatã pe locomotivele electrice de la CFR. Dezavantajul metodei constã în recuperarea intermitentã a mijlocului de uscare. Cea de a doua metodã de regenerare cu douã camere (figura 115) eliminã dezavantajul primei metode prin utilizarea a douã rezervoare de recuperare, asigurându-se astfel recuperarea continuã a mijlocului de uscare. d) Consumul de aer comprimat Aerul comprimat produs de locomotivã se consumã în instalaþia de frânã a trenului pentru menþinerea presiunii de regim în mers, pentru operaþiile de frânare a trenului ºi acþionarea aparatelor speciale de pe locomotivã. În acest caz, consumul orar total de aer la presiunea atmosfericã se determinã cu relaþia: Qtot = Qp + Qfr + Qaux [1/h]

Figura 114 – Regenerator cu o camerã.

Figura 115 – Regenerator cu douã camere.

în care: Qp este cantitatea de aer care se consumã prin pierderi, în 1/h; Qfr – cantitatea de aer care se consumã prin frânãri, în 1/h; Qaux – cantitatea de aer care se consumã de aparatele auxiliare de pe locomotivã, în 1/h. Cantitatea de aer care se consumã prin pierderi se calculeazã cu relaþia: Qp = D p × 60Vtot [1/h] în care: D p este scãderea în timp a presiunii în conducta generalã (D p = 0,2 bar timp de un minut); Vtot – volumul total al instalaþiei de frânã a trenului. Volumul total al instalaþiei de frânã se compune din: Vtot = Vc + Vr + Va + Vs + V p + Vm + Vaux [l]

(135)

în care: Vc este volumul conductei generale, în 1; Vr – volumul ramificaþiei conductei generale, în 1; Va – volumul rezervoarelor auxiliare, în 1; Vs – volumul camerelor speciale din distribuitoare, în 1; Vp – volumul rezervoarelor principale de pe locomotivã, în 1; Vm – volumul rezervorului de manevrã al robinetului mecanicucului, în 1; Vaux – volumul conductelor ºi al rezervoarelor aparatelor auxiliare de pe locomotive, în 1. Cantitatea de aer care se consumã prin frânãri, se determinã cu relaþia: Qfr = D p max × n × V fr [1/h] în care:

(136)

n este numãrul de frânãri totale care se executã într-o orã (n = 6 frânãri pe orã); D p max – depresiunea maximã în conducta generalã pentru frânãrile de oprire în staþii (D p max = 1,5 bar); Vfr – volumul încãperilor din instalaþia de frânã din care se consumã aer comprimat în timpul frânãrilor. Volumul încãperilor din care se consumã aer în timpul frânãrilor se calculeazã cu relaþia (135), din care se scade volumul rezervoarelor principale ºi al rezervoarelor aparatelor auxiliare de pe locomotive. În acest caz rezultã: V fr = Vc + Vr + Va + Vs + Vm Cantitatea de aer care se consumã pentru aparatele auxiliare de pe locomotivã se calculeazã cu relaþia: Qaux = q fl + q nis + q sp [1/h]

(137)

în care: qfl este cantitatea de aer la presiunea atmosfericã consumatã pentru semnalele date prin fluierul locomotivei, în 1/h; qnis – cantitatea de aer liber la presiunea atmosfericã consumatã pentru instalaþia de nisipare, în 1/h; qsp – cantitatea de aer liber la presiunea atmosfericã consumatã pentru funcþionarea diferitelor relee sau contacte, în 1/h. Debitul compresorului de aer se poate calcula cu relaþia: Q Qcomp = k tot [1/min] (138) 60 unde: k – este coeficientul de neuniformitate care þine seama cã debitul mediu calculat este mai mare în anumite intervale de timp decât în altele (pentru tracþiunea electricã ºi diesel-electricã se ia k = 3). Alegerea unei valori optime pentru coeficientul de neuniformitate duce la funcþionarea compresorului cu intermitenþã, fiind necesare pauze suficient de mari pentru rãcirea compresorului.

Robinetul mecanicului este organul cu care în condiþii normale de lucru, se poate acþiona frâna pneumaticã.

Robinetul mecanicului permite pe de o parte trecerea aerului din rezervorul principal în conducta generalã, iar pe de altã parte reducerea presiunii aerului din conducta generalã în mãsura necesarã asigurãrii unei frânãri corespunzãtoare. Progresele realizate în construcþia noilor distribuitoare de aer au condus la o evoluþie paralelã a robinetului mecanicului, pentru a putea astfel profita de avantajele oferite de acestea. Vechile robinete de tipul Westinghouse ºi Knorr – cu care au fost echipate marea majoritate a locomotivelor – au fost construite într-o perioadã când încã nu erau cunoscute frânele moderabile la slãbire. Aceste robinete prezintã unele dezavantaje ºi anume: – la frânarea în trepte ºi mai ales la slãbirea în trepte, menþinerea unei presiuni constante în conducta generalã ºi îndeosebi reglarea acþiunii de frânare necesitã o tehnicã ºi experienþã deosebitã; – la frânarea de duratã, nu este posibilã menþinerea constantã a presiunii în conducta generalã de aer, deoarece robinetul mecanicului poate completa aerul din conductã numai atunci când se gãseºte în poziþia de mers; – printr-o manipulare necorespunzãtoare a robinetului mecanicului, se poate supraalimenta conducta generalã. Distribuitoarele moderabile la defrânare (slãbire) nu defrâneazã total decât atunci când în conducta generalã s-a restabilit presiunea iniþialã. Aceastã cerere, pe unitatea de timp, pentru o alimentare mai puternicã în comparaþie cu cazul frânelor nemoderabile la slãbire, impune robinetul mecanicului sã aibã un debit mai mare de aer. Pe de altã parte, spre a putea menþine o forþã de frânare constantã ºi pentru a preveni o epuizare a frânelor în timpul circulaþiei pe pante lungi cu declivitate constantã, face necesarã compensarea pierderilor inevitabile de aer. În aceste condiþii, este necesar ca robinetul mecanicului sã poatã compensa ºi pierderile de aer din conducta generalã în poziþia de frânare de serviciu. Cerinþele de mai sus au impus realizarea unui tip nou de robinet al mecanicului, care sã îndeplineascã urmãtoarele condiþii principale: – un debit mare de aer pentru a permite o slãbire rapidã a frânelor în special a acelora moderabile la slãbire; – compensarea pierderilor de aer ºi în poziþia de frânare; – moderabilitatea cât mai finã, ceea ce impune trepte de frânare cât mai mici. S-au realizat astfel câteva tipuri noi de robinete perfecþionate care pãstrând principiile vechilor tipuri au satisfãcut noile cerinþe impuse de frânele moderabile la slãbire. Un robinet mecanic cu totul remarcabil a fost robinetul Bozic, cons-

truit în anul 1929, urmat mai târziu de robinetul Knorr tip C, Kazanþev, Westinghouse, Charmilles, Knorr D etc. Robinetul Bozic a fost primul robinet al mecanicului dotat cu un regulator de presiune comandat de mânerul robinetului. Fiecãrei poziþii a mânerului îi corespunde o presiune determinatã în conducta generalã. Avântul luat în construcþia noilor distribuitoare de aer, cu o sensibilitate sporitã, care permit obþinerea unui fin reglaj al efortului de frânare, a repus pe primul plan problema robinetului mecanicului. Pentru ca distribuitoarele, datoritã marii lor sensibilitãþi, sã nu frâneze din cauza micilor fluctuaþii de presiune din conducta generalã, trebuie sã existe un robinet care sã permitã un reglaj foarte fin al acestei presiuni. De asemenea, aceleaºi cerinþe conduc la un procedeu de comandã automat sau semiautomat pentru cã variaþiile lente ºi progresive nu se pot obþine decât foarte greu în cazul manipulãrii manuale.

Robinetele mecanicului de construcþie perfecþionatã au unele particularitãþi ºi anume: a) ªocul de umplere. Slãbirea frânelor automate într-un timp cât mai scurt impune un debit mare de aer. Pentru a realiza acest debit nu este suficient sã mãrim în mod corespunzãtor diametrul orificiilor de alimentare ci trebuie sã realizãm ºi o diferenþã corespunzãtoare de presiune. Frânele moderabile la slãbire impun ca la urma trenului presiunea de regim sã fie de min. 4,7 bar. Aceasta înseamnã ca în cazul trenului presiunea aerului în conducta generalã sã fie mai mare de cca 4,7 bar. La robinetele de tip vechi, creºterea presiunii se fãcea menþionând mânerul robinetului un anumit timp în poziþia întâia, realizând ºocul (impulsul) de umplere (alimentare) necesar slãbirii rapide a frânelor. Durata acestui ºoc era la latitudinea mecanicului ºi depindea de experienþa acestuia. De obicei, pentru a evita supraîncãrcarea conductei, atunci când acul manometrului aratã în conductã presiunea de 5 bari, mecanicul mutã mânerul robinetului în poziþia a doua “de mers”. Având în vedere cele de mai sus ºi faptul cã distribuitoarele de aer moderne cu dispozitiv de protecþie împotriva supraîncãrcãrilor nu s-au generalizat a fost necesarã perfecþionarea robinetului mecanicului utilizând unul din urmãtoarele mijloace: – limitarea presiunii maxime a ºocului de umplere; – limitarea duratei ºocului de umplere; – scãderea lentã ºi progresivã a supraîncãrcãrii, þinând seama de sensibilitatea distribuitoarelor moderne. Astfel, de exemplu, robinetul Westinghouse FVf 2 are douã poziþii

de umplere din care prima fãrã limitarea presiunii maxime, iar a doua cu limitarea ei la 5,4 bari ºi reducerea automatã a presiunii la valoarea aceleia de regim. Durata ºocului de umplere cu presiune înaltã poate sã fie limitatã automat, utilizând de exemplu un rezervor, prin umplerea cãruia ºocul sã fie întrerupt. La robinetul Oerlikon tip FV 3 nu s-a limitat automat presiunea de supraîncãrcare a ºocului de umplere, însã s-a prevãzut reducerea ei în mod automat ºi lent. La robinetul Oerlikon tip FV 4 destinat trenurilor lungi de marfã, ºocul de umplere poate avea iniþial o valoare de 7-7,5 bar fiind însã urmat de o supraîncãrcare la o presiune redusã de 5,4 bari. Aceastã suprapresiune redusã dureazã atât timp cât mânerul robinetului este lãsat în poziþia întâi – ceea ce permite prelungirea duratei ºocului de umplere – fiind urmatã evident de eliminarea automatã a supraîncãrcãrii. La robinetul mecanicului Knorr tip D2 nu s-a prevãzut limitarea presiunii (ºocului de umplere) ci numai eliminarea automatã a suprapresiunii. Aceastã soluþie are avantajul de a putea da ºocuri de umplere de lungã duratã, însã este posibilã producerea supraîncãrcãrilor, care uneori ar putea deveni periculoase. Unele cãi ferate permit ºocul de umplere numai la iniþierea slãbirii. Altele limiteazã ºi timpul de menþinere a robinetului în poziþia I, dupã ce în prealabil a fost efectuatã o frânare puternicã. ªocul de umplere e permis: – 5 secunde la trenurile de cãlãtori – 15 secunde la trenurile de marfã.

Figura 116 – Diagrama presiunilor din conducta generalã ºi din rezervorul auxiliar:

1 – curba presiunilor în conducta generalã la robinetele perfecþionate; 2 – curba presiunilor în conducta generalã la robinetele vechi; 3 – curba presiunii în rezervorul auxiliar al frânei Westinghouse din capul trenului.

b) Eliminarea automatã a suprapresiunii. Se presupune cã în capul unui tren rezervoarele frânei sunt supraîncãrcate peste 5,0 bari. Mutarea rapidã a mânerului robinetului din poziþia de alimentare cu ºoc în poziþia a doua de mers atrage dupã sine strângerea frânelor. Prin dimensionarea judicioasã a orificiilor de evacuare este posibil sã se elimine o suprapresiune de pânã la 1,3 bar fãrã ca frânele sã intre în acþiune (figura 116). Cu toate mãsurile luate în construcþia noilor distribuitoare de aer uneori defrânarea completã nu se poate obþine decât dupã un timp excesiv de lung sau în unele cazuri chiar deloc. Acesta este cazul de exemplu când conducta generalã are pierderi mari, când se schimbã locomotive cu robinete reglate la presiuni diferite, când se schimbã sensul de mers al trenului (rebrusment) ºi deci reglarea presiunii stabilitã iniþial nu se mai pãstreazã. Pentru a se remedia aceste inconveniente este suficient sã se depãºeascã temporar presiunea normalã de regim cu 0,3-0,4 bar, asigurându-se astfel desfacerea completã a tuturor frânelor. În afarã de aceasta se obþine întotdeauna ºi o defrânare mai rapidã (figura 117). Curba descãrcãrii suprapresiunii trebuie stabilitã astfel încât pe de o parte frânele sã nu intre în acþiune, iar pe de altã parte ca supraîncãrcarea sã fie eliminatã într-un timp cât mai scurt, deoarece în aceastã perioadã o frânare rapidã efectuatã în urma trenului ar putea rãmâne fãrã efect, scãpând de sub controlul mecanicului.

Figura 117 – Reducerea automatã a supraîncãrcãrii conductei generale:

1 – presiunea din conducta generalã, la urma trenului, în cazul suprapresiunii; 2 – presiunea din conducta generalã, la urma trenului, în cazul presiunii de regim; 3 – presiunea de slãbire la urma trenului; 4 – curba presiunii în cazul eliminãrii automate a suprapresiunii; 5 – curba presiunii în cazul alimentãrii cu vechile robinete; 6 – timpul de slãbire cu robinete obiºnuite; 7 – timpul de slãbire cu robinete perfecþionate; 8 – câºtigul de timp realizat cu robinetele perfecþionate; comparativ cu vechile robinete.

c) Dependenþa dintre poziþia mânerului ºi presiunea din conducta generalã. La robinetele moderne existã o dependenþã între poziþia mânerului robinetului ºi presiunea din conducta generalã. Reglarea presiunii din conducta generalã se realizeazã în general prin intermediul unui arc de presiune a cãrui tensiune depinde de poziþia mânerului. Manipularea acestui tip de robinet este mult mai simplã, iar influenþa diferiþilor factori asupra modului de manipulare, eliminatã. d) Compensarea pierderilor de aer. Frânele moderabile la slãbire necesitã ºi impun o compensare automatã a pierderilor de presiune, nu numai în poziþia de mers, ci ºi în aceea de frânare de serviciu. Aceastã condiþie a fost realizatã de toate robinetele moderne, la care existã deci o dependenþã între poziþia mânerului ºi presiunea din conducta generalã. e) Moderabilitatea de precizie este o caracteristicã importantã a noilor robinete. Pânã în prezent nu s-a putut realiza o frânã de aer comprimat care sã menþinã constantã viteza pe pante astfel cã frânarea necesitã în continuarea o tehnicã specialã. În aceste condiþii noile robinete simplificã la maximum operaþiunile pe care le efectueazã mecanicul, dând posibilitatea de a executa strângerea sau desfacerea frânelor în mici trepte de presiune. Moderabilitatea finã uºureazã manipularea frânelor cu aer comprimat în special pe linii cu profil uºor. f) Eliminarea pieselor de etanºare pe suprafeþe plane. La robinetele vechi, prevãzute cu sertare, pistoane sau segmenþi etc. etanºarea diferitelor suprafeþe plane este o problemã destul de dificilã ºi necesitã multã manoperã. La noile construcþii de robinete s-a eliminat acest neajuns, înlocuindu-se asemenea piese cu supape ºi membrane de cauciuc. În acest fel uzurile sunt de micã importanþã, iar lucrãrile de întreþinere neînsemnate, asigurându-se ºi o mai bunã etanºeitate. La noile robinete dispozitivul de egalizare a fost înlocuit printr-o camerã de comandã A (figura 118). În principiu robinetul se compune dintr-un regulator de presiune 1 ºi un releu de presiune 2. Mânerul 3 al robinetului mecanicului poate ocupa diferite poziþii, tensiunea arcului 4 modificându-se corespunzãtor acestor poziþii. Arcul 4 apasã pe membrana 5 de care este prinsã tija gãuritã 6 ºi deplaseazã întregul ansamblu în jos, desprinzând supapa 7 de pe scaunul sãu, prin comprimarea arcului 8. Aerul comprimat din rezervorul principal RP poate astfel intra în spaþiul A. Acest spaþiu îndeplineºte urmãtoarele funcþii principale:

Figura 118 – Principiul de funcþionare a robinetelor moderne.

– în toate poziþiile mânerului robinetul mecanicului, când existã comunicaþie între rezervorul principal ºi conducta generalã, are rolul de comandã realizând pentru conducta generalã presiunea corespunzãtoare tensiunii arcului de reglaj; – în timpul frânãrii, are rolul de egalizare, analog ca la robinetele ordinare. Când presiunea din acest spaþiu la care se adaugã tensiunea arcului 8 echilibreazã tensiunea arcului 4, supapa revine pe scaunul sãu, închizând trecerea aerului comprimat. Operaþia se repetã ori de câte ori presiunea ce apasã pe partea inferioarã a membranei 5 este mai micã decât tensiunea arcului 4. Invers, dacã aceastã presiune este mai mare, ea învinge tensiunea arcului 4, tija gãuritã 6 se ridicã de pe scaunul sãu format pe supapa 7 ºi permite evacuarea surplusului de aer în atmosferã. La echilibrarea presiunilor pe membrana 5, supapa 6 se închide, astfel cã evacuarea aerului înceteazã. Rezultã deci cã în spaþiul de comandã A va exista în permanenþã o presiune corespunzãtoare tensiunii aerului de reglaj 4, deci în concordanþã cu poziþia mânerului robinetului. Presiunea din spaþiul A acþionând asupra membranei 9 a releului de presiune 2, determinã presiunea din conducta generalã. De membrana 9 este fixatã tija gãuritã 10 care se aplicã la partea superioarã pe discul supapei 11. Sub acþiunea presiunii din spaþiul de comandã A, exercitatã de jos în sus asupra membranei 9, tija gãuritã 10 ridicã de pe scaunul sãu discul supapã 11, învingând presiunea superioarã ºi tensiunea arcului 12. Aerul poate astfel trece din rezervorul principal RP în conducta generalã CG, pânã când echilibrul presiunilor de pe cele douã feþe ale membranei

9 va determina închiderea trecerii aerului, prin lãsarea pe scaunul sãu a discului supapei 11. Orice pierdere de presiune din conducta generalã este imediat compensatã în acelaºi mod. Invers, dacã presiunea din spaþiul de comandã A scade, membrana 9 va fi apãsatã în jos de presiunea superioarã din conducta generalã, tija gãuritã 10 se va desprinde de pe scaunul sãu format pe discul 11 ºi va permite evacuarea aerului din conducta generalã pânã când presiunile se vor reechilibra. În conducta generalã se menþine astfel permanent presiunea comandatã de regulatorul 1 corespunzãtor poziþiei mânerului robinetului. În concluzie rezultã urmãtoarele: – presiunea din spaþiul de comandã (egalizare) corespunde în orice moment tensiunii arcului de reglaj, tensiune dependentã de poziþia mânerului robinetului mecanicului; – presiunea în conducta generalã depinde direct de presiunea din spaþiul de comandã-egalizare; – pierderile de presiune sunt compensate automat pentru toate poziþiile active ale mânerului robinetului mecanicului.

Locomotivele CFR sunt înzestrate de regulã cu douã robinete ale mecanicului, de construcþie Knorr tip D2, montate câte unul în fiecare cabinã de conducere. Manevrarea robinetului mecanicului se efectueazã cu ajutorul mânerului (figura 119) care poate ocupa urmãtoarele poziþii principale: – poziþia I de alimentare cu ºoc de umplere, poziþie în care rãmâne atât timp cât mânerul este þinut cu mâna. Aceasta, deoarece un arc asigurã readucerea lui în poziþia de mers, în mod automat, atunci când mânerul este eliberat; – poziþia a II-a de mers, în care se realizeazã presiunea de 5 bari în conducta generalã; – poziþia a III-a neutrã, când toate orificiile de comunicaþie sunt închise; – poziþia a IV-a sau domeniul de frânãri de serviciu, cuprinzând cele nouã trepte de frânare; – poziþia a V-a de frânare rapidã. Presiunea în conducta generalã se regleazã automat la valoarea corespunzãtoare poziþiei respective a mânerului robinetului, iar pierderile prin neetanºeitãþi se compenseazã automat în poziþia a II-a ºi a IV-a. La alimentare, robinetul permite realizarea unor ºocuri de presiune, necesare pentru a asigura slãbirea tuturor frânelor din tren. Suprapresiunea rea-

lizatã în timpul ºocului este eliminatã automat, într-un ritm determinat, astfel încât frânele sã nu intre în acþiune. În domeniul de frânare se realizeazã o dependenþã directã între poziþia mânerului ºi presiunea din conducta generalã.

Figura 119 – Robinetul Knorr D2.

La construcþia robinetului, în locul garniturilor metalice ºi suprafeþelor plane, s-a asigurat etanºeitatea numai prin membrane de cauciuc. În poziþia I de alimentare (figurile 119 ºi 120) mânerul robinetului rãmâne numai atât timp cât este þinut cu mâna, prin comprimarea arcului respectiv. Tensiunea arcului 1, ce acþioneazã asupra discului cu membrana 2, împinge în jos discul ºi deschide ventilul 3 cu dublu scaun. Aerul din conducta de alimentare poate astfel trece în camera de comandã 9 ºi ajunge în rezervorul de egalizare ºi în camera din dreapta pistonului 4, pe care îl deplaseazã spre stânga, desprinzând de pe scaunul sãu ventilul 5 ºi permiþând aerului comprimat sã treacã din conducta de alimentare în conducta generalã.

Figura 120 – Schema de funcþionare a robinetului Knorr D2.

Ventilul 3 rãmâne deschis pânã când forþa creatã de presiunea aerului ce acþioneazã pe faþa inferioarã a pistonului 2 învinge tensiunea arcului 1, când ridicând pistonul, închide ventilul cu dublu scaun, oprind trecerea aerului. Orice scãdere a presiunii aerului din camera de comandã 9 are drept consecinþã deplasarea în jos a pistonului, deschiderea ventilului ºi deci completarea cu aer comprimat. Ventilul de alimentare cu ºoc fiind deschis, aerul comprimat poate trece ºi în partea din dreapta pistonului 6, precum ºi prin orificiul e, în rezervorul de timp. Presiunea în acest rezervor depinde de timpul cât mânerul robinetului este menþinut în poziþia I ºi are aproximativ urmãtoarele valori: Timpul în s 8 16 24 32

40 48 56 60

Presiunea, în bar 0,2 1,0 0,4 1,2 0,6 1,4 0,8 1,6

Aerul comprimat acþionând pe faþa din dreapta pistonului 6 deschide ventilul 7, permiþând astfel trecerea directã a aerului comprimat din conducta de alimentare de mare presiune, respectiv din rezervorul principal în conducta generalã. Poziþia a II-a de mers urmeazã imediat dupã terminarea alimentãrii cu ºoc, când mânerul robinetului revine automat în poziþia de mers prin destinderea arcului de readucere; prin aceasta ventilul de alimentare prin impulsuri se închide. Aerul comprimat înmagazinat în rezervorul de timp continuã sã acþioneze asupra pistonului 6 ºi prin intermediul celor douã tije influenþeazã ventilul 7 în aºa fel încât la scãderea presiunii în conducta generalã participã nu numai presiunea ce acþioneazã pe partea dreaptã a pistonului 4 ci ºi presiunea din rezervorul de timp. Presiunea din rezervorul de timp scade în continuare deoarece aerul iese în atmosferã prin orificiul d. Acest orificiu este calibrat, þinând seama de mãrimea rezervorului de timp, în aºa fel încât supraîncãrcarea conductei generale sã se micºoreze treptat fãrã ca frânele trenului sã intre în acþiune. Dupã golirea completã a rezervorului de timp ºi a spaþiului din dreapta pistonului 6 prin orificiile c ºi d, presiunea din conducta generalã este determinatã numai de regulatorul de presiune, care în poziþia de mers este reglat la 5 bari. Eventualele pierderi în camera de comandã 9 sunt compensate automat prin ventilul 3 cu dublu scaun. Când presiunea în aceastã camerã a scãzut, tensiunea arcului 1 va învinge forþa ce acþioneazã pe faþa inferioarã a pistonului 2 care se va deplasa în jos, deschizând ventilul 3 ºi permiþând trecerea aerului. Ventilul 3 rãmâne deschis pânã când presiunea din

camera de comandã 9 va creºte la o valoare care prin forþa ascensionalã va învinge tensiunea arcului 1 ºi va deplasa în sus pistonul 2 astfel încât ventilul 3 sã închidã trecerea aerului comprimat. Invers, dacã presiunea din camera de comandã 9 a devenit mai mare decât aceea corespunzãtoare tensiunii arcului 1, pistonul 2 se deplaseazã în sus desprinzându-se de ventilul 3 ºi prin orificiul din centrul sãu ºi orificiul “a” permite evacuarea în atmosferã a plusului de aer. În acest fel, în camera de comandã 9 se menþine în permanenþã ºi automat presiunea comandatã de tensiunea arcului de reglare. Presiunea din conducta generalã se menþine de asemenea, automat la valoarea determinatã de presiunea existentã în spaþiul de comandã. Compensarea eventualelor pierderi de aer în poziþia de mers a mânerului se face în mod permanent. Scãderea presiunii din conducta generalã determinã o reducere corespunzãtoare a presiunii pe partea stângã a pistonului 4. Presiunea mai mare din camera de comandã ce acþioneazã pe faþa din dreapta a pistonului 4, va determina deplasarea lui spre stânga ºi prin tija gãuritã 8 va ridica de pe scaunul sãu ventilul 5, comprimând arcul acestuia ºi permiþând trecerea aerului spre conducta generalã. Ventilul 5 rãmâne deschis pânã ce presiunea din conducta generalã va atinge valoarea aceleia din camera de comandã, când pistonul 4 se va deplasa spre dreapta permiþând ca ventilul 5 sã se aºeze din nou pe scaunul sãu ºi sã închidã trecerea aerului. Invers, dacã presiunea din conducta generalã depãºeºte presiunea din spaþiul de comandã, aceastã presiune acþionând asupra pistonului 4 va determina desprinderea de scaunul ei a tijei gãurite 8, permiþând ieºirea aerului în atmosferã. Când presiunile se vor echilibra, tija 8 revine pe scaunul sãu întrerupând evacuarea aerului. În felul acesta presiunea din conducta generalã se menþine în permanenþã egalã cu aceea existentã în camera de comandã 9 ºi deci în ultima instanþã echivalentã aceleia corespunzãtoare tensiunii arcului de reglare a regulatorului. În poziþia a III-a neutrã toate comunicaþiile dintre conducta de alimentare ºi conducta generatã sunt întrerupte, astfel încât conducta generalã nu se mai alimenteazã. În poziþia a IV-a de frânare de serviciu (figura 120) ventilul de alimentare prin ºoc ºi ventilul de frânare rapidã sunt închise. Arcul regulatorului de presiune se destinde mai mult sau mai puþin, în funcþie de poziþia mânerului robinetului mecanicului care poate ocupa fiecare din cele douã poziþii. În prima treaptã presiunea din conducta generalã este de 4,6 bari, iar în ultima, 3,4 bari. Diferenþa de presiune între douã trepte consecutive este de 0,15 bar. Rezultã deci cã la mutarea mânerului robinetului mecanicului, în prima treaptã de frânare se produce o scãdere a presiunii din conducta generalã cu circa 0,3-0,4 bar, în timp ce pentru

fiecare treaptã urmãtoare de frânare presiunea din conducta generalã scade cu 0,15 bar. Presiunea corespunzãtoare diferitelor poziþii ale mânerului robinetului se transmite conductei generale prin ventilul releului. Aceastã presiune este menþinutã constantã, pierderile fiind compensate automat în mod analog ca în poziþia de mers. În poziþia a V-a de frânare rapidã, ventilul de frânare rapidã este deschis de cama inferioarã a manºonului, permiþând ieºirea în atmosferã a aerului comprimat ºi deci descãrcarea rapidã a conductei generale pentru punerea în acþiune a frânelor. Robinetul mecanicului mai este dotat cu un egalizator ce poate fi acþionat manual de cãtre mecanic, prin apãsarea pe o pârghie. În acest caz rezervorul de timp se umple cu aer la o presiune cu atât mai mare cu cât timpul de apãsare a fost mai lung. Aerul comprimat va ajunge astfel pe faþa din dreapta pistonului 6, determinând supraalimentarea conductei generale. Procesul este în întregime analog aceluia de alimentare cu ºoc ºi are drept scop o accelerare a slãbirii frânelor, menþinând totuºi mânerul robinetului mecanicului în poziþia de mers.

Cãile ferate germane la sfârºitul anilor 80 a trecut la înlocuirea robinetului mecanicului Knorr D2 cu un nou tip de robinet perfecþionat tip HDP, dezvoltat de firma Knorr Bremse. Robinetul mecanicului HDP comparativ cu KD2 permite: – o umplere mai rapidã a conductei generale de aer; – reducerea timpilor de slãbire a trenurilor de marfã lungi; – utilizarea ºocurilor de umplere în conducta generalã de aer, prin creºteri ale presiunii maxime cu 0,7 bar peste presiunea de regim; – creºterea temporarã prin dispozitivul de egalizare, a presiunii aerului în conducta generalã în vederea slãbirii frânelor supraalimentate. Robinetul mecanicului HDP permite cu ajutorul unor subansamble de completare sã comande frâna electricã, frâna electropneumaticã ºi sistemul electropneumatic de întrerupere a frânei de alarmã. CFR urmeazã ca pe locomotivele electrice ºi diesel electrice modernizate sã introducã robinetul mecanicului Knorr tip FH04-Ep care va cupermite comanda frânei electropneumatice ºi a sistemului electropneumatic de întrerupere a frânei de alarmã. Aceste frâne sunt montate pe vagoanele AVA 200 (Z1) construcþie ASTRA Arad pentru viteza maximã de 200 km/h.

Capitolul 4 u

CARACTERISTICI DE FRÂNARE

Forþa de frânare, aºa cum este prezentatã la pct. 2.1, prezintã valori diferite funcþie de tipul frânei. La frâna cu saboþi aceasta depinde de vitezã prin variaþia coeficientului de frecare ºi a modului de realizare a forþelor de apãsare pe saboþi. În consecinþã pentru a se determina efectul de frânare al unui vehicul sau al unui tren, trebuie sã se þinã seama de variaþiile forþei de frânare funcþie de diverºi parametri pe tot domeniul de viteze de la care se efectueazã frânarea ºi pânã la oprire.

Procentul de frânare În cadrul punctelor precedente 1.1.2 ºi 1.2.1 s-au prezentat aspectele mai importante legate de: – coeficientul de frecare dintre sabotul de frânã ºi roatã; – coeficientul de frecare dintre garnitura de frecare ºi discul de frânã; – modul de formare al forþei de frânare. Comparând relaþiile (24), (25) ºi (26) rezultã cã roata se va rostogoli pe ºinã atât timp cât forþa de frecare µsPs sau µdPd va fi mai micã decât forþa de aderenþã µaQ, adicã atât timp cât vor pãstra inegalitãþile: (139) m s Ps £ m a Q r m d Pd £ m a Q R În momentul când aceastã condiþie nu mai este satisfãcutã, roata se va bloca, va aluneca pe ºinã ºi deci nu va mai avea loc o frânare normalã. La limita patinãrii forþa de frânare maximã este egalã cu forþa de aderenþã:

Ff max = Fa (140) Pentru cazurile frânei cu saboþi ºi a frânei cu disc se pot scrie relaþiile: m s Ps = m a × Q (141) r m d Pd = m a Q R Corespunzãtor fiecãrui tip de frânã se definesc rapoartele: P m (142) ds = s = a Q ms m R P dd = d = a Q md g Rapoartele d s ºi d d se numesc coeficienþi de frânare pentru frâna cu saboþi ºi, respectiv, frâna disc ºi reprezintã o corelaþie relativã dintre forþa de frânare ºi forþa de aderenþã. Pentru a se determina valorile coeficienþilor de frânare trebuie sã fie cunoscut modul de variaþie al coeficienþilor de frecare ºi aderenþã, cât ºi modul de realizare a forþelor de apãsare pe saboþi sau pe garniturile de frecare. Variaþia coeficienþilor de frecare pentru frânele cu saboþi ºi cu disc este prezentatã la punctele 1.2.2 ºi, respectiv, 1.3.3, iar a coeficientului de aderenþã la punctul 1.2.2. Modul de variaþie al coeficientului de frecare ºi al coeficientului de aderenþã poartã numele de caracteristicã de frecare ºi, respectiv, caracteristicã de aderenþã. Coeficientul de frânare dacã se înmulþeºte cu 100 se numeºte procent de frânare sau grad de apãsare al sabotului sau garniturii de frecare al frânei cu disc faþã de sarcina pe roatã ºi se noteazã cu “d”. Alegerea mãrimii lui “d” se face astfel încât pe de o parte efectul de frânare mãsurat, prin mãrimea drumului de frânare sã fie cât mai bun, iar pe de altã parte tendinþa de blocare a roþilor sã fie cât mai redusã ºi sã se manifeste în zona vitezelor mici. Din aceastã cauzã, în funcþie de condiþiile existente în exploatare ºi de tipul frânei ºi al vehiculului, s-au stabilit valori diferite pentru mãrimea lui “d”. Dintre factorii care determinã variaþia coeficientului de frânare “d” în funcþie de vitezã, fac parte: coeficientul de aderenþã dintre roatã ºi ºinã ºi coeficientul de frecare dintre sabot ºi roatã. Luând în considerare valorile coeficienþilor d s ºi d d datã de relaþia (142), rezultã cã trebuie sã se limiteze forþele de apãsare pe saboþi sau garnituri de frecare asigurându-se un compromis dupã cum urmeazã:

– pentru o distanþã între semnale datã, se adoptã o valoare “d” cât mai mare pentru a putea circula cu viteze cât mai mari; – o valoare “d” convenabilã pentru frânarea la viteze mari trebuie sã nu producã blocarea roþii. Blocarea roþii poate fi admisã în domeniul vitezelor mai mici de 20 km/h deoarece aceasta nu mai este periculoasã, timpul parcurs de vehicul pânã la oprire fiind mic. D. Tilea prezintã în lucrarea [20] valorile maxime ale procentului de frânare “d” pentru tipurile uzuale de frânã. Aceste valori sunt date de tabelul 8 de mai jos: Tipul frânei ºi vehiculului Frânã bilateralã pentru trenuri de cãlãtori ºi marfã: – boghiuri cu sarcina pe osie 150-200 kN – vagoane cu sarcina pe osie 50-200 kN Frâna bilateralã cu reglarea frânãrii la viteze peste 55 km/h (frâna de mare putere): – boghiuri cu sarcina pe osie 150-200 kN – boghiuri cu sarcina pe osie 50-200 kN Frâna cu disc Locomotive electrice: – pentru viteza maximã de 120 km/h – pentru viteza maximã de 160 km/h

Tabelul 8 Procentul de frânare “d” (%) 80-95 85-90 160-220 130-220 28-35 min. 80 min. 200

Procentul de frânare “d” se determinã de regulã în funcþie de sarcina pe osie în stare goalã a vehiculului. Dacã existã dispozitive de frânare în funcþie de încãrcare manuale sau automate procentul de frânare va fi realizat în trepte sau continuu. Pentru vagoanele de marfã care circulã în regimul S cu viteza maximã de 100 km/h sunt prevãzute schimbãtoare de frânã cu douã poziþii: gol ºi încãrcat. Procentul de frânare se micºoreazã pe mãsurã ce creºte încãrcarea vagonului pânã la atingerea valorii minime “dmin” de 50% (vezi figura 124) cu condiþia asigurãrii procentului de masã frânatã minimã datã la pct. 1.4. Apoi schimbãtorul de frânã se comutã la poziþia “încãrcat” pentru care coeficientul de frânare “d” creºte în jurul valorilor iniþiale ºi va scãdea din nou pe mãsura creºterii încãrcãrii pânã la atingerea lui “dmin” care este reglementat de acte normative sau UIC. Vagoanele de marfã care circulã în regim de circulaþie SS cu viteza maximã de 120 km/h trebuie sã fie înzestrate cu schimbãtor automat de frânare proporþionalã cu încãrcãtura realizând valori ale coeficientului “d” crescãtor (vezi figura 122). În cazul vagoanelor de cãlãtori care circulã cu viteze mai mari de 120 km/h trebuie ca frâna acestora sã fie de mare putere, iar coeficientul de frânare creºte peste 90%.

a) Limitarea forþei de apãsare pe sabot. Valoarea coeficientului de frânare pentru frâna cu saboþi “d s ” ºi pentru frâna cu disc “d d ”. Dupã cum s-a vãzut mai sus, importanþa relativã a forþei pe sabot în raport cu sarcina pe roatã se exprimã prin coeficientul de frânare “d”. La alegerea acestui coeficient trebuie sã se þinã seama de utilizarea optimã a aderenþei dintre roatã ºi ºinã. Relaþia dintre forþa de frânare ºi forþa de aderenþã este arãtatã în diagrama din figura 121 unde s-au reprezentat curbele de variaþie a vitezei v, a apãsãrii saboþilor de frânã Ps ºi a forþei de frânare Ff. Din diagramã se vede cã viteza trenului în momentul frânãrii era de 75 km/h. Dupã aceea, pe mãsurã ce creºte forþa pe sabot Ps creºte în mod corespunzãtor ºi forþa de frânare Ff, din care cauzã viteza se micºoreazã. La câteva secunde de la începutul frânãrii, apãsarea sabotului atinge valoarea maximã, dând naºtere la o forþã de frânare de aproximativ 20 kN. La aceastã forþã de frânare, aderenþa roþilor începe sã fie insuficientã, adicã se produce calarea parþialã a roþilor, când viteza de rotaþie a acestora se micºoreazã ºi deci valoarea coeficientului de frecare dintre sabot ºi roatã creºte brusc. În acest moment ºi forþa de frânare creºte brusc pânã la valoarea sa maximã, reprezentatã pe diagramã cu litera A. Acest punct corespunde cu blocarea definitivã a roþilor care alunecã pe ºine. În aceastã situaþie forþa de frânare nu va mai fi funcþie de forþa de frecare dintre sabot ºi roatã, ci de frecarea de alunecare ce ia naºtere între roatã ºi ºinã, adicã: Ff = m a × Q (daN)

Figura 121 – Fenomenul de patinare a roþilor pe ºine.

(143)

în care: µa este coeficientul de alunecare dintre roatã ºi ºinã; Q – sarcina pe roata blocatã. La limita de patinare, comparând coeficientul de frecare m ¢a care are valori mai mici decât coeficientul de aderenþã µa, rezultã cã ºi forþa de frânare va fi corespunzãtor mai micã. Astfel, în momentul blocãrii forþa de frecare scade brusc de la Ff la Ff¢ (figura 121), care este aproximativ de trei ori mai micã decât forþa de frecare medie a saboþilor pe roþi. Este deci clar cã atunci când începe patinarea, coeficientul de aderenþã transformându-se în coeficient de frecare, efectul frânãrii se va reduce simþitor. Pe de altã parte, prin alunecarea roþilor pe ºine se vor forma pe suprafaþa de rulare locuri plane, care sunt dãunãtoare atât pentru materialul rulant, cât ºi pentru cale. În aceastã situaþie, alegerea justã a valorilor coeficientului de frânare va duce, pe de o parte la mãrirea forþei de frânare pânã la limita aderenþei, iar pe de altã parte la evitarea patinãrii. Deoarece coeficientul de frânare este în funcþie de µs ºi µa, ºi cum aceºtia depind de vitezã, rezultã cã pentru fiecare vitezã de mers se va obþine o anumitã valoare pentru d s . Cu cât viteza este mai mare, cu atât ºi valoarea lui d s va trebui sã fie mai mare pentru a utiliza la maxim aderenþa (figura 122). Prin urmare, dacã se va construi timoneria de frânã astfel încât sã dea o forþã pe sabot care în raport cu sarcina pe roatã sã ducã la un coeficient de frânare corespunzãtor unei viteze v, la viteze mai mici decât v, vehiculul va fi expus patinãrii, iar la viteze mai mari decât v vehiculul va fi frânat mai slab. De aceea, pentru evitarea patinãrii s-a cãutat sã se adopte pentru coeficientul de frânare d valori corespunzãtoare vitezelor la care patinãrile nu sunt periculoase. Aceste viteze sunt cuprinse între 8 ºi 20 km/h, pentru care valorile lui µa ºi µs sunt: µa = 0,24, iar µs = 0,30...0,27. Cu aceste valori µs este:

Figura 122 – Valorile coeficientului de frânare în funcþie de vitezã.

ds =

m a Ps = = 0, 8...0, 9 ms Q

de unde rezultã: Ps = (0, 8...0, 9) × Q

(144)

Pe aceastã bazã, la majoritatea vehiculelor de cale feratã s-a limitat forþa pe sabot în medie de 85% din sarcina pe roatã. La vagoanele echipate cu frânã disc forþa de apãsare este limitatã de presiunea specificã la care se produce sfãrâmarea garniturii de frecare de circa 5-6 daN/cm2. Pentru µd mediu = 0,35 ºi µa = 0,15 se obþine coeficientul de frecare pentru frâna disc d d = 0,30 (vezi pct. 1.4.8).

Cunoscând valoarea forþei pe sabot, care rãmâne constantã tot timpul procesului de frânare, se poate determina variaþia forþei de frânare în funcþie de vitezã cu ajutorul relaþiei: Ff = m a × Ps (daN) Deoarece valoarea forþei pe sabot este calculatã în limitele aderenþei, pentru v = 8...20 km/h în scopul de a evita patinarea, rezultã cã forþa de frânare la viteze mai mari va avea aceeaºi variaþie ca ºi variaþia coeficientului de frecare. Pentru ca forþa de frânare la frâna cu saboþi sã rãmânã în limitele aderenþei, va trebui ca forþa pe sabot sã fie majoratã astfel încât sã compenseze scãderea coeficientului de frecare µs faþã de valoarea coeficientului de aderenþã µa (figura 122 ºi figura 123). Într-adevãr, dacã se exprimã forþa de frânare în funcþie de coeficientul de aderenþã se obþine: sau de unde:

Ff = m s × Ps = m a × Q Ff m ×P = s s ma ma Ff = m a ×

Ps P = m a × s (daN) ma ds ms

(145)

Figura 123 – Variaþia forþei de frânare în regim rapid “R”.

În concluzie, forþa de frânare va rãmâne în limitele maxime ale aderenþei numai dacã forþa pe sabot va fi majoratã astfel încât raportul dintre Ps ºi d s sã rãmânã constant. În acest caz, variaþia forþei pe sabot trebuie sã fie aceeaºi ca ºi variaþia raportului dintre µa ºi µs care este reprezentatã în funcþie de viteza în figura 122. De exemplu: la viteza v = 100 km/h, când se obþine µa = 0,16 ºi µs = 0,107 rezultã: m 0,16 ds = a = = 1, 50 m s 0,107 În acest caz, forþa de frânare corespunzãtoare vitezei de circulaþie de 100 km/h va fi în limitele maxime ale aderenþei numai dacã forþa pe sabot va fi majoratã de la 85%, faþã de sarcina pe roatã, la 150%. Notând aceastã majorare, cu DPs , rezultã cã forþa totalã pe sabot va fi: Ps + DPs Însã, deoarece coeficientul de frecare µs creºte pe mãsurã ce viteza scade, va trebui ca în aceeaºi mãsurã sã se reducã ºi surplusul de forþã DPs , pentru a evita patinarea. Variaþia automatã a forþei pe sabot în funcþie de vitezã, respectiv creºterea sau descreºterea forþei Ps, se obþine pe baza variaþiei de presiune în cilindrul de frânã, care se realizeazã cu ajutorul unor aparate speciale montate în instalaþia de frânã (regulatorul centrifugal ºi releul de presiune). Deoarece aceste aparate sunt destul de complicate, rezultã cã nu este rentabil sã se aplice acestea decât la vehicule cu regim de funcþionare la viteze mari, adicã la trenurile accelerate ºi rapide. Acest sistem de reglare automatã a forþei de frânare în funcþie de vitezã este adoptat ºi la vehiculele pentru accelerate ºi rapide din parcul

CFR care realizeazã, la viteze de peste 100 km/h, un procent de frânare de aproximativ 130%, fiind apoi redus automat la 85% când viteza a scãzut la 55 km/h. Prin prezenþa acestui sistem de reglare automatã a forþei pe sabot se deosebeºte esenþial frâna trenurilor accelerate ºi rapide de frâna trenurilor de marfã ºi persoane.

Forþa pe saboþi calculatã în condiþiile arãtate mai sus reprezintã în medie 85% din sarcina pe roatã. În aceastã situaþie pe întreg vagonul coeficientul de frânare d s va fi: å Ps ds = = 0, 85 Q în care: Q reprezintã sarcina pe roþi compusã din greutatea proprie a vagonului ºi încãrcãturã; SPs reprezintã suma forþelor pe saboþii pentru întreg vehiculul. Notând cu T greutatea proprie a vagonului (tara) ºi cu G încãrcãtura din vagon, vom avea: å Ps , ds = T +G de unde rezultã cã forþa pe sabot este în funcþie de tara vagonului ºi de încãrcãturã. La vagoanele obiºnuite de cãlãtori, greutatea încãrcãturii în raport cu tara vagonului este destul de micã, încât poate fi neglijabilã la calculul frânãrii. La aceste vagoane suma forþelor pe sabot va fi calculatã în limita lui 85% din tarã. Dimpotrivã, la vagoanele de marfã, unde greutatea încãrcãturii este mult mai mare decât greutatea proprie a vagonului, forþa pe saboþi va trebui sã fie proporþionalã cu încãrcãtura. Pentru realizarea acestei proporþionalitãþi frâna vagoanelor de marfã posedã dispozitive speciale care permit frânarea funcþie de greutatea încãrcãturii. Existã douã feluri de schimbãtoare: schimbãtorul mecanic gol-încãrcat cu acþionare manualã ºi schimbãtorul automat de frânare proporþionalã cu încãrcãtura. Variaþia coeficientului de frânare în cazul schimbãtorului de frânã

Figura 124 – Valorile coeficientului de frânare în funcþie de încãrcãturã.

mecanic gol-încãrcat cu acþionare manualã, în douã trepte, care se utilizeazã la marea majoritate a frânelor vagoanelor de marfã din parcul CFR ºi pentru schimbãtorul automat de frânare proporþionalã cu încãrcãtura este reprezentatã în figura 124. Suma forþelor pe saboþi SPs1 în cazul vagonului gol se va deduce din relaþia: å Ps1 d1 = = 0, 85 (146) T Pe mãsurã ce se încarcã vagonul, coeficientul de frânare se va reduce, având o variaþie hiperbolicã datã de ecuaþia: å Ps1 dx = T + Gx în care: T este tara vagonului; Gx este încãrcãtura din vagon la un moment dat. La schimbãtorul gol-încãrcat cu acþionare manualã, majorarea forþei pe saboþi în funcþie de încãrcãturã nu este posibilã decât dupã o anumitã încãrcãturã, care se alege astfel încât coeficientul de frânare sã nu scadã sub 50%. În acest caz valoarea minimã a coeficientului de frânare va fi: å Ps1 d2 = = 0, 50 (147) T + Gmin Atât timp cât sarcina pe roþi este cuprinsã între T ºi Gmin frâna va fi în regim gol, suma forþelor de frânare pentru vagonul gol va fi datã de relaþia: (148) å Pf gol = m s × å Ps1 Dupã realizarea unei sarcini pe roþi egalã cu T + Gmin numitã ºi greutate de comutare, se poate comuta frâna de la gol la încãrcat, dupã care se

majoreazã din nou forþa pe saboþi la 85% din sarcina pe roþi. Suma forþelor pe saboþi în acest caz se va deduce din relaþia: å Ps 2 å Ps 2 d3 = = = 0, 85 (149) T + Gmin U în care U reprezintã greutatea de comutare, respectiv sarcina minimã pe osii, la care se trece de la regimul de frânare “gol” la regimul de frânare “încãrcat”. Pentru restul încãrcãturilor coeficientul de frânare se va reduce din nou la valoarea datã de relaþia: å× å Ps 2 å Ps 2 (150) d4 = = T + Gmax U care, de asemenea, se recomandã sã nu scadã sub 50%. Suma forþelor de frânare în regim încãrcat va fi datã de relaþia: å Ff

înc

= m s × å Ps 2

(151)

Acest sistem de frânare a încãrcãturii prezintã dezavantajul cã forþa de frânare nu este proporþionalã cu încãrcãtura. Procentul maxim de frânare are loc atunci când vagonul este gol sau atunci când vagonul este încãrcat la greutatea de comutare. Pentru restul încãrcãturilor intermediare vagonul este frânat mai puþin. Pentru a evita aceste neajunsuri s-au realizat dispozitive de frânare automatã ºi proporþionalã a încãrcãturii al cãror principiu de funcþionare este dat la punctul 3.4.2. Coeficientul de frânare în acest caz este crescãtor pe tot domeniul de încãrcare al vagonului.

Un tren de cale feratã nu este o unitate rigidã, ci el constã dintr-o serie de unitãþi mobile legate elastic între ele. Sub influenþa forþelor de frânare aplicate brusc ºi neuniform se nasc reacþiuni dinamice longitudinale în tren, care chiar dacã sunt mici se resimt neplãcut de cãlãtori, iar dacã sunt mari devin vãtãmãtoare atât pentru vehicul, cât ºi pentru încãrcãturã, putând provoca încãlecãri de vagoane sau ruperea trenului. Aceste reacþiuni sunt cu atât mai puternice cu cât trenul este mai lung ºi are distanþe mai mari între tampoane. Sursa principalã de apariþie a reacþiunilor longitudinale în tren constã în faptul cã la frânele cu comandã pneumaticã nu existã o simultaneitate la intrarea în acþiune a frânelor din tren, ci are loc un decalaj între intrarea

în acþiune a frânei primului vagon ºi a ultimului. Acest decalaj se mãsoarã prin timpul de propagare a frânãrii ºi este cu atât mai mare cu cât trenul este mai lung. Totodatã, reacþiunile longitudinale în tren depind ºi de timpul de alimentare a cilindrului de frânã pânã la presiunea maximã (timpul de realizare a forþei maxime de apãsare a sabotului pe roatã), precum ºi de felul cum se realizeazã aceastã alimentare. Pentru ameliorarea reacþiunilor, în special la trenurile de marfã lungi, caracteristicile de frânare ale acestora trebuie sã fie deosebite de ale trenurilor de cãlãtori care sunt mult mai scurte. Lungimea trenurilor de cãlãtori este limitatã în mod normal la circa 300-500 m (60 osii), iar vagoanele sunt cuplate între ele în aºa fel încât resoartele tampoanelor stau sub tensiunea iniþialã. De aceea, la aceste trenuri nu se produc reacþiuni dinamice supãrãtoare, fiindcã timpul de propagare a frânãrii este scurt, iar acþiunea de frânare se produce repede ºi energic. De exemplu, la cel mai lung tren de cãlãtori (500 m) la care, pentru cele mai rãspândite sisteme de frânare, viteza de propagare a frânãrii este de 250 m/s, acþiunea frânei la ultimul vagon se produce cu 2 s mai târziu decât la primul vagon, când acesta are deja în cilindru de frânã 1,8 bar. La trenurile de cãlãtori, alimentarea cilindrului de frânã pânã la presiunea maximã (3,6-3,8 bar) dureazã aproximativ 3-5 s. Rezultã cã diferenþa dintre forþele de frânare de la primul ºi ultimul vagon este de cel mult 50% din forþa maximã de frânare (figura 125 curba P) ºi aceasta poate fi preluatã de aparatele de tamponare fãrã sã aibã loc reacþiuni violente. Dimpotrivã, la trenurile de marfã reacþiunile sunt mult mai violente, deoarece trenurile de marfã sunt mult mai lungi decât trenurile de cãlãtori ºi, în afarã de aceasta, ele sunt cuplate cu joc între tampoane în scopul uºurãrii demarajului. Totodatã, ele sunt compuse din vagoane grele ºi uºoare, goale ºi încãrcate, scurte ºi lungi, precum ºi frânate ºi nefrânate. La un tren de marfã de 200 osii, cu o lungime de circa 1.200 m,

Figura 125 – Variaþia presiunii în cilindrul de frânã în funcþie de felul trenului.

frâna ultimului vagon intrã în acþiuni mai târziu cu circa 5-6 s decât frâna din capul trenului. Dacã la aceste trenuri presiunea în cilindrul de frânã ar creºte în acelaºi timp ca la trenurile de cãlãtori, când la ultimul vagon ar începe frânarea, la primul vagon ar deja aplicatã întreaga forþã de frânare, respectiv diferenþa de forþã de frânare dintre primul ºi ultimul vagon ar fi maximã ºi n-ar mai putea fi preluatã în întregime de aparatele de tamponare. În aceastã situaþie, partea din urmã a trenului încã nefrânatã, acþioneazã asupra pãrþii din faþã a trenului, deja frânatã, dând naºtere la ºocuri ºi reacþiuni puternice în lungul trenului. Pentru atenuarea reacþiunilor la trenurile de marfã lungi, nu este suficientã viteza sporitã de propagare a frânãrii; de aceea, timpul de umplere a cilindrului de frânã trebuie prelungit în raport cu timpul de propagare a frânãrii, pentru a uniformiza pe cât posibil forþele de apãsare pe saboþi pentru vehicule situate de la un capãt la altul al trenului. Aceastã prelungire a timpilor de umplere este arãtatã în diagrama din figura 125, curba M (marfã), de unde se vede cã la intrarea în acþiune dupã 6 s a frânei ultimului vagon, presiunea în cilindrul de frânã la primul vagon ajunge la circa 1,1 bar. Astfel, diferenþele dintre forþele de frânare ale vagoanelor nu sunt mari ºi pot fi preluate uºor de aparatele de tamponare. O importanþã deosebitã asupra frânãrii normale a trenurilor de marfã lungi o are ºi felul de realizare a presiunii în cilindrul de frânã. Prin diferitele experienþe s-a stabilit cã presiunea în cilindrul de frânã trebuie sã creascã la început repede pânã la circa 0,8-0,9 bar, cu scopul de a se aplica saboþii pe roþi într-un timp scurt pentru a stabiliza trenul – “timpul întâi” – urmatã apoi de o creºtere lentã, progresivã, a presiunii în toþi cilindrii de frânã din tren – “timpul al doilea”. Din acest punct de vedere frânele trenurilor de cãlãtori se deosebesc de frânele trenurilor de marfã. Frânele sunt clasificate astfel: frâne cu acþiune rapidã, cele utilizate la vagoanele de cãlãtori care au timpii de umplere a cilindrului de frânã la o frânare rapidã de 3-6 s, iar golirea cilindrului de frânã la o defrânare totalã de 15-20 s; frâne cu acþiune lentã, cele utilizate la vagoanele de marfã care au timpii de umplere a cilindrului de frânã la o frânare rapidã de 18-60 s, iar golirea cilindrului de frânã la o defrânare totalã de 45-60 s. Pentru ca un vagon sã poatã circula fie în compunerea trenurilor de marfã, fie în compunerea trenurilor de persoane, instalaþia de frâne trebuie sã posede un dispozitiv special prin care sã se poatã adapta aceeaºi frânã la cele douã regimuri de funcþionare. În acest scop, majoritatea sistemelor de frânã din parcul CFR posedã un schimbãtor marfã–persoane (prescurtat M–P) prin care se poate realiza caracteristica de frânare M sau caracteristica de frânare P (figura 125), dupã cum vagonul circulã în componenþa trenurilor de marfã sau de persoane.

Masa frânatã Forþa de frânare a vehiculului de cale feratã prezintã valori diferite în funcþie de vitezã, datoritã pe de o parte modului de variaþie a coeficienþilor de frecare µs ºi µd ºi pe de altã parte modului de realizare în timp a forþelor de apãsare Ps ºi Pd. În aceastã situaþie, pentru a cunoaºte efectul frânãrii unui vehicul sau al unui tren, trebuie sã se þinã seama de diferitele valori ale forþei de frânare corespunzãtoare variaþiei de viteza ce are loc din momentul executãrii frânãrii pânã în momentul opririi trenului. Cu alte cuvinte, efectul frânãrii trebuie stabilit în raport cu lungimea drumului parcurs de tren în timpul frânãrii, adicã a drumului de frânare. Din aceste motive a fost necesar sã se introducã noþiunea de masã frânatã care are scopul de a caracteriza puterea de frânare a vehiculului, adicã a unitãþii de mãsurã pentru efectul frânãrii. Mãrimea masei frânate, ca expresie a mãrimilor tehnice de frânare ale vehiculelor, cuprinde toþi factorii care influenþeazã capacitatea de frânare cum sunt: forþa de apãsare, variaþia coeficientului de frecare, modul de alimentare a cilindrului de frânã, caracteristica materialului de frecare, forma saboþilor ºi garniturilor de frecare, presiunea specificã pe sabot sau garnitura de frecare, temperatura, umiditatea ºi altele. A cuprinde aceste mãrimi într-o expresie analiticã este posibil în cazuri particulare (timonerii de frânã tradiþionale frânate cu saboþi P10). De aceea, masa frânatã se determinã prin încercãri pentru celelalte cazuri conform prevederilor din fiºele UIC nr. 544 ºi 546. În cazul vagoanelor de marfã echipate cu frânã cu saboþi, masa frânatã trebuie sã fie pusã în funcþie de factorii principali care influenþeazã forþa de frânare ºi anume: presiunea specificã pe sabot, timpul de umplere a cilindrului de frânã, modul de creºtere a presiunii în cilindrul de frânã etc. Expresia matematicã a masei frânate în regim M “marfã” este: 10 (152) BM = × å Ps × g 7 unde: BM este masa frânatã (t); SPs – suma forþelor de apãsare pe saboþi (t); g – coeficientul de calitate a frânei determinat experimental. Valorile coeficientului se determinã pe cale experimentalã ºi sunt apoi exprimate în funcþie de principalii factori de care depinde efectul frânãrii ºi anume:

– de forþa pe sabot Ps, în daN, mãsuratã în mers; – de timpul t de umplere a cilindrului de frânã, mãsurat din momentul când aerul comprimat începe sã pãtrundã în cilindrul de frânã ºi momentul când forþa pe piston atinge 95% din valoarea sa maximã; – de valoarea procentualã a raportului “a” dintre forþa pe sabot mãsuratã la finele primului timp de frânare ºi forþa finalã. Pentru frânele cu saboþi, la care forþa de frânare se obþine prin apãsarea saboþilor pe suprafaþa roþilor, valorile lui g sunt redate în tabelele ºi diagramele din fiºa UIC 544 ºi sunt cuprinse între limitele: 1, 291 ³ g ³ - 0, 622 în funcþie de valoarea celor trei factori de care depinde ºi anume: Ps = 800...3.000 kg; t = 28...60 s; a = 4...20%. În cazul utilizãrii frânei Hildelbrand-Knorr sau a frânei Knorr (KE) valorile lui se pot lua din tabelele cuprinse în fiºa UIC 544.1, ediþia a 3-a, din 1966 cu aplicaþie pânã la intrarea în vigoare a fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 2002. Pentru vagoanele de marfã care frâneazã în regimul P, vagoanele de cãlãtori, locomotivele ºi vehiculele motoare, inclusiv cele de mare vitezã se poate calcula capacitatea de frânare a acestora (exprimatã de exemplu prin noþiunea de masã frânatã) pe baza fiºei UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 1997 ºi din 2002. În continuare se prezintã metoda de calcul a maselor frânate pentru vagoane de marfã cu utilizarea fiºei UIC 544-1 ediþia a 4-a din 1997 ºi a aceleaºi fiºe, dar din 2002.

Masa frânatã înscrisã pe un vagon de marfã exprimã puterea de frânare realizatã de acest vagon care circulã într-un tren lung de 500 m, frânat în regimul P. Masa frânatã a unui tren de marfã este suma maselor frânate înscrise pe vagoanele trenului corectatã funcþie de lungimea acestuia. Corecþia se face conform fiºei UIC 544.1. Masa frânatã mãsuratã a unui tren este realizatã prin încercãri. Por-

nind de la mãrimea drumurilor de frânare, mãsurate în cazul frânãrilor rapide de la viteza de 100 km/h sau 120 km/h se determinã procentele de masã frânatã “l”. În figura 127 se dã corespondenþa dintre procentul de masã frânatã, “l” ºi drumul de frânare “S” pentru trenurile frânate în regim P, în funcþie de viteza iniþialã de frânare de 120 km/h (curba a) ºi de 100 km/h (curba c). Aceste curbe sunt definite ºi de formulele matematice date la punctul 4.6.2 de mai jos. Reprezentarea prin drepte a curbelor a ºi c din figura 127 are o oarecare inexactitate din cauza reprezentãrii preuso-logaritmice. Reprezentarea fiecãrei curbe s-a fãcut pe baza a douã perechi de puncte în limitele intervalului de procente de masã frânatã l de 65% ºi 125%. Inexactitãþile nu depãºesc 1% în comparaþie cu utilizarea formulelor. Masa frânatã B a unui vagon de marfã echipat cu timonerie convenþionalã la care saboþii de fontã tip P10 apasã din douã pãrþi roata de f 920 mm sau mai mult se calculeazã (nu sunt necesare încãrcãri) conform urmãtoarei formule: k (–) å Fdyn (KN) (153) B( t ) = 9, 81 (m/s 2 ) În acest caz åFdyn este suma tuturor forþelor de apãsare pe portsaboþi în timpul mersului, iar K este un factor adimensional, care depinde pe tipul sabotului de frânã Bg (simplu) sau Bgu (dublu) ºi de forþa de apãsare pe saboþi. åFdyn se calculeazã dupã urmãtoarea formulã: (154) å Fdyn = ( Fp × i - i0 FR ) × hdyn unde: Fp – forþa efectivã a cilindrului de frânã (KN); i – raportul de amplificare al timoneriei de frânã; i0 – raportul de amplificare al timoneriei osiilor (în mod normal 4 la vagoanele de marfã pe douã osii ºi 8 la vagoane de marfã pe boghiuri); hdyn = 0,83 – randamentul mediu al timoneriei de frânã în timpul mersului (valoare medie între douã revizii); FR – forþa rezistentã a regulatorului timoneriei de frânã. Curbele “K”, care servesc pentru calculul masei frânate se pot formula matematic în felul urmãtor: (155) K = a 0 + a 1 Fdyn + a 2 F 2 dyn + a 3 F 3 dyn în care: a0 a1 a2 a3 -2 -4 KBg 2,145 , × 10 7,8 × 10 -536 , × 10 -6 -538 -2 -4 KBgu 2,137 , × 10 8,32 × 10 -6,04 × 10 -6 -514

Aceste curbe se regãsesc în figura 126 cu valorile numerice aferente din tabelul 8 ºi 9. Curba “Bg” se aplicã de la 5 la 40 KN. Curba “Bgu” se aplicã de la 5 la 55 KN. În anexele capitolului II din fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 1997 sunt date calculele standard pentru frâna vagoanelor de marfã echipate cu timonerie convenþionalã ºi saboþi P10. De menþionat cã modelele de calcul standard de frânã pot fi folosite ºi pentru alte tipuri de timonerii de frânã sau tipuri de saboþi, dacã pãrþile implicate îºi dau acordul.

Metoda de calcul este identicã cu cea datã în anul 1997. În plus s-au extins calculele standard de frânã ºi pentru vagoanele de marfã echipate cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura (frânã S ºi SS). Calculele standard sunt date în anexa G a fiºei.

Masa frânatã a unui vagon de marfã echipat cu timonerie de frânã mecanicã neconvenþionalã cu sau fãrã saboþi P10 se determinã cu ajutorul încercãrilor dinamice. Dacã se agreeazã de pãrþi, se poate calcula masa frânatã cu ajutorul formulei de la punctul 4.6.1, întrucât existã valori K adecvate pentru aceasta ºi valori pentru randamentul timoneriei. Pentru determinarea maselor frânate prin încercãri cu vagonul singular sau cu trenul, se utilizeazã noile curbe “a”, “b”, “c” ºi “d” din anexa 5 a fiºei UIC 544.1 (vezi figura 127). Acestea se prezintã matematic dupã cum urmeazã: 91. 633 Curba “a”: l = - 11, 6. s Aceastã curbã concordã cu curba veche ºi indicã relaþia dintre drumul de frânare ºi procentul de masã frânatã, determinatã pe baza încercãrilor cu un tren frânat rapid de la viteza de 120 km/h. 81. 200 Curba “b”: l = - 15, 5. s Cu ajutorul acestei curbe se poate aprecia masa frânatã a unui vagon de marfã situat într-un tren lung de 500 m cu ajutorul încercãrilor dinamice cu vagonul individual de la o vitezã de 120 km/h.

61. 300 - 8, 9. s Aceastã curbã indicã relaþia dintre drumul de frânare ºi procentul de masã frânatã, determinatã pe baza încercãrilor cu un tren frânat rapid de la viteza de 100 km/h. 52.840 Curba “d”: l = - 10. s Cu ajutorul acestei curbe se poate aprecia masa frânatã a unui vagon de marfã situat într-un tren lung de 500 m cu ajutorul încercãrilor dinamice cu vagonul individual de la viteza de 100 km/h. Curba “c”: l =

În cadrul fiºei se prezintã noua diagramã de evaluare a frânei vehiculelor încercate individual (vezi figura 145) ºi formula matematicã a acestora. În figura 145 este redatã anexa B1 din fiºã pentru vitezele de 100, 120, 140 ºi 160 km/h pentru vagoane de marfã, cãlãtori ºi locomotive încercate individual. Curbele de evaluare a frânei se prezintã matematic dupã cum urmeazã: C S= l+ D C l= -D S în care: S – drumul de frânare [m]; l – procentul de masã frânatã [%]; C, D – constante funcþie de vitezã. v [km/h] 100 120 140 160

C 52.840 83.634 119.179 161.280

Sunt posibile douã tipuri de încercãri: – încercãri cu vagonul luat izolat; – încercãri cu trenul.

D 10 19 19 19

Prin încercãri pe un vehicul luat izolat (încercãri de lansare). a) Desfãºurarea încercãrilor Elementul de lansat este cuplat la o locomotivã ºi accelerat pânã la o vitezã Vo. La aceastã vitezã cupla mecanicã este ruptã. Pe elementul de lansat se efectueazã o frânare rapidã. Se mãsoarã drumul de frânare începând din punctul unde frânarea rapidã a fost declanºatã pânã la oprire. Drumul mãsurat este corectat la viteza nominalã de încercare (Vo nom) de formula: Si nom - Vo nom x t e Vo 2 nom = Si m - Vi mx t e Vo 2 m unde: Si nom – drumul de frânare corespunzãtor vitezei nominale de încercare; Vo nom – viteza nominalã de încercare; Si m – drumul de frânare mãsurat în timpul încercãrii; Vo m – viteza iniþialã mãsuratã în timpul încercãrii; te – timp echivalent de pregãtire a forþei de frânare. Exemplu:

Vo nom = 120 km/h În momentul încercãrii se mãsoarã: Vo m = 118,5 km/h Si m = 490 m Cu te de 2 secunde rezultã drumul de frânare Si nom la o vitezã de 120 km/h: 120 Si nom ´2 2 3, 6 é 120 ù =ê 118, 5 118, 5 úû 490 ´s ë 3, 6 rezultã Si nom = 501,6 m Þ 502 m. Încercãrile sunt repetate pânã când prescripþiile de la punctul „numãr de încercãri” de mai jos sunt îndeplinite. Cu drumul de frânare mediul “S” care este media valorilor acceptate ºi corectate gãsim fie pe curbele b (120 km/h) sau d (100 km/h) din figura 127, fie cu formulele de la punctul 4.6.2, procentul de masã frânatã al vehiculului încercat.

b) Compunerea elementelor de lansat – un vagon în cazul vagonului de marfã pe boghiuri; – un grup de trei vagoane în cazul vagoanelor de marfã pe douã osii; – un grup de douã vagoane în cazul vagoanelor de marfã articulate cu osii; – fie un singur vagon, fie un ansamblu redus în cazul vagoanelor de marfã constituite din elemente multiple. c) Viteze Încercãrile la lansare sunt executate la viteza de 100 km/h pentru vagoanele care circulã în regimul S ºi la 120 km/h pentru vagoanele care circulã în regimul SS ºi cazul saboþilor din fontã P10. d) Condiþii de încãrcare În cazul dispozitivului “gol-încãrcat” încercãrile la lansare trebuiesc fãcute: – în poziþia “gol”; dacã este posibil ºi la aproximativ încãrcarea de comutare; – în poziþia “încãrcat”, la încãrcarea maximã. În cazul unui dispozitiv “gol-încãrcat” automat s-a convenit sã se facã încercãrile în poziþia “gol”, aproximativ la încãrcarea de comutare, totuºi la o încãrcare suficient de micã, astfel încât dispozitivul automat sã se aºeze în poziþia “gol”. În cazul frânei proporþionale cu încãrcãtura, încercãrile de lansare trebuie fãcute la încãrcarea care, conform caracteristicii echipamentului, conduce la masa frânatã maximã. Alte încercãri “gol” permit verificarea dacã l maxim prescris nu este depãºit. e) Starea roþilor ºi a elementelor de fricþiune Încercãrile la lansare trebuiesc fãcute cu saboþii rodaþi cel puþin 80%. S-a convenit sã nu se facã încercãrile cu roþi, noi sau revizuite, care nu au rulat cel puþin 1.200 km. Distanþele de oprire cele mai scurte sunt obþinute dacã saboþii sunt uzaþi de la 3 la 5 mm. Temperatura saboþilor sã scadã sub 50° C înainte de începerea încercãrii urmãtoare. f) Numãr de încercãri Numãrul de încercãri care trebuie sã serveascã la calculul mediei drumurilor de frânare trebuie sã fie mai mare sau egal cu 4. Pentru acceptarea acestei valori urmãtoarele douã criterii trebuiesc verificate simultan:

Criteriul 1:

abaterea standard a eºantionului de încercãri ( t n ) valoarea medie a drumului de frânare ( S )

£ 2, 5%

ºi Criteriul 2: valoarea extremã ( S e ) – valoarea medie ( S ) £ 195 , ´ tn unde: Se – distanþa de oprire care se apropie cel mai mult de medie; Si – distanþa de oprire mãsuratã în cazul încercãrii “i”; n – numãr de încercãri; S – distanþa de oprire medie; 2 å Si - S t n – abaterea standard a eºantionului de încercãri Þ t n = n Dacã cele douã criterii nu sunt satisfãcãtoare, trebuie sã facã o încercare suplimentarã dacã: n=4 sau: respingem valoarea extremã “Se”, dacã n ³ 5 ºi când criteriul 2 nu este îndeplinit. Cu noile valori astfel obþinute, se verificã cele douã criterii. g) Condiþii de timp S-a convenit sã se efectueze încercãrile la lansare în condiþii de vânt minim. Nu trebuiesc fãcute încercãri când timpul influenþeazã negativ aderenþa. h) Evaluarea rezultatelor: adaptarea randamentului dinamic mediu al timoneriei între douã revizii Când masa frânatã de înscris pe vagon a fost determinatã prin încercãri, rezultatul încercãrilor ia în considerare randamentul dinamic mediu între douã revizii de 0,83 (pentru vagoanele cu timonerie convenþionalã). Corecþia masei frânate trebuie fãcutã prin forþa de apãsare pe portsabot în timpul mersului prin urmãtoarea metodã: a) se evidenþiazã randamentul timoneriei în mers din timpul încercãrilor (mãsurãtorilor) hdyn m. Pentru vagoanele noi cu timonerie convenþionalã în caz cã nu se mãsoarã hdyn m acesta are valoarea de 0,91. b) dacã Bps este masa frânatã pe un portsabot urmare încercãrilor, cu ajutorul tabelelor 8 ºi 9 se poate afla forþa de apãsare pe portsabot în timpul mersului Fdyn m.

Valoarea corectã a lui Fdyn m este: Fdyn cor = Fdyn m ´

0,83 h dyn m

Cu valoarea Fdyn cor se poate calcula cu tabelele 8 ºi 9 masa frânatã pe portsabot corectatã Bps cor . Exemplu: Gãsim dupã încercãri pentru vagon pe 4 osii cu masa totalã de 90 t o masã frânatã de 62 t, vagonul fiind frânat cu saboþi dubli (Bgu). Revine deci o masã frânatã pe portsabot de 3,875 t. Randamentul dinamic în timpul încercãrii a fost estimat la 0,91. Din tabelul 9 rezultã pentru Bps = 3,875 t, o valoare Fdyn m = 34,25 kN. 0, 83 Fdyn cor = Fdyn m ´ 0, 91 0, 83 Fdyn cor = 34, 25 × = 31, 24 t 0, 91 Valoarea Bps cor calculatã cu ajutorul tabelului 9 este de 3,671 t, iar Bvag cor este de 58,74 t. Pe vagon se va înscrie 59 t.

Metodologie de efectuare a încercãrilor a) Starea vremii. Încercãrile se vor efectua în condiþii de ºinã uscatã, iar vântul sã aibã o vitezã micã. b) Numãrul încercãrilor. Pentru calculul valorii medii se vor efectua 4 sau mai multe încercãri valabile. Toate încercãrile se vor corecta conform celor date la metoda de evaluare a rezultatelor încercãrilor datã mai jos. Pentru acceptarea unei valori a încercãrii de frânã trebuie definite urmãtoarele douã criterii: abaterea standard a eºantionului de încercãri ( t n ) Criteriul 1: £ 3% valoarea medie a drumului de frânare ( S ) ºi Criteriul 2: valoarea extremã ( S e ) – valoarea medie ( S ) £ 195 , ´ tn în care: Se – drumul de frânare care este cel mai depãrtat faþã de drumul de frânare mediu; Si – drumul de frânare mãsurat ºi corectat în cazul încercãrii “i”;

n – numãrul de încercãri; S – drumul de frânare mediu; t n – abaterea standard a eºantionului de încercãri. tn =

å Si - S

2

n Numãrul de încercãri valabile trebuie sã fie de minim 70% din numãrul total al încercãrilor, unde trebuie sã se þinã seama ºi de conþinutul metodei de evaluare a rezultatelor încercãrilor datã mai jos. Dacã din 10 încercãri nu este îndeplinit unul din cele douã criterii se întrerup încercãrile ºi se reverificã instalaþia de frânã a vagonului. Întreruperea încercãrilor va fi consemnatã în raportul de încercãri. c) Starea roþilor/discurilor de frânã ºi a elementelor de frecare. Înainte de începerea probelor, elementele de frecare (saboþi sau garnituri) trebuie sã fie rodaþi cel puþin 70% din suprafaþa de contact (drumurile de frânare mai scurte se obþin cu saboþii uzaþi 3 ÷ 5 mm). Dacã din totalul încercãrilor, unele sunt efectuate în condiþii umede, atunci marginile saboþilor de frânã/garniturilor vor fi ºlefuite în sens invers rotaþiei roþii/discului de frânã. Se recomandã ca, vagoanele folosite la încercãri sã parcurgã cel puþin 1.200 km dacã roþile sunt noi sau reprofilate. Temperaturile saboþilor la începerea fiecãrei încercãri sã aibã cel mult 50 ÷ 60° C. Metoda de evaluare a rezultatelor încercãrilor a) Corectarea drumurilor de frânare ale fiecãrei încercãri Sj. La o încercare “j” drumul de frânare obþinut trebuie corectat cu luarea în considerare a urmãtorilor factori: – viteza nominalã în raport cu viteza mãsuratã; – panta secþiei de încercare. Corecþia drumului de frânare, care ia în considerare cei doi factori de mai sus, se efectueazã cu formulele: v 2jnom v 2jmãs g i = = ´ 2 2 2 ´ 3, 6 ´ S jkor 2 ´ 3, 6 ´ S jmãs r 1000 S jkor =

3, 933 ´ r ´ v 2jnom 3, 933 ´ r ´ v 2jmãs - i ´ S jmãs

´ S jmãs

în care: vj nom – viteza nominalã la încercarea “j” [km/h]; vj mãs – viteza mãsuratã la încercarea “j” [km/h];

Sj kor – drumul de frânare corijat la încercarea “j” [m]; Sj mãs – drumul de frânare mãsurat la încercarea “j” [m]; g – acceleraþia gravitaþionalã = 9,81 [m/s2]; – coeficient de inerþie a maselor aflate în rotaþie, r m unde: r=1+ r ; m m – masa vehiculului încercat; mr – masa echivalentã a elementelor aflate în miºcare de rotaþie; i – declivitatea caracteristicã a secþiei de încercare care se ia cu “+” la rampã ºi cu “–” la pantã [mm/m]. NOTÃ: În lipsa unor calcule riguroase se adoptã pentru locomotive r = 1,15 ºi pentru vagoane de cãlãtori r = 1,04. Pentru efectuarea corecþiilor trebuie ca încercarea sã satisfacã urmãtoarele douã criterii: – |i| < 3 mm/m (excepþional 5 mm/m); – vj mãs – vj nom £ 4 km/h. b) Corectarea drumului de frânare mediu S . Drumul de frânare S , determinat conform metodologiei de efectuare a încãrcãrilor datã mai sus, trebuie calculat cu luarea în considerare a urmãtorilor factori: – randamentul dinamic al timoneriei frânei faþã de valoarea medie prevãzutã pentru exploatare (între douã reparaþii) ºi în cazul frânei cu disc de influenþa diametrului mediu al roþii faþã de diametrul roþii rezultat din uzura pe jumãtate a roþii. Pentru vagoanele de marfã echipate cu timonerii convenþionale ºi saboþi de frânã P10, valoarea randamentului mediu dinamic este de 0,83. Corecþia drumului de frânare S se face cu formulele: h d Fkor = Fmãs ´ m ´ mãs h mãs dm F + Wm S kor = t e ´ v nom + mãs ´ ( S - v nom ´ t e ) Fkor + Wm S kor S te vnom dmãs dm Fkor

– drumul de frânare mediu corijat [m]; – drumul de frânare mediu al încercãrii [m]; – timpul echivalent de propagare a forþei de frânare [s]; – viteza de început a încercãrii [m/s]; – diametrul mediu al roþii mãsurat la vehiculul încercat [mm]; – diametrul roþii care þine cont de uzura la jumãtate a acesteia [mm]; – forþa de frânare corijatã [kN];

Fmãs – forþa de frânare medie la încercare [kN]; h m – randamentul timoneriei de frânã în raport cu valoarea medie prevãzutã pentru exploatare; h mãs – randamentul timoneriei mãsuratã la încercãri; Wm – rezistenþa la înaintare medie [kN]. – timpul de umplere al cilindrilor de frânã în raport cu valoarea nominalã de 4 secunde. Aceastã corecturã se aplicã numai la încercãrile de lansare individualã. Formula utilizatã pentru corectarea drumului de frânare mediu al încercãrii: t S kor = æç 2 - s ö÷ ´ v nom + S è 2ø unde: S kor – drumul de frânare mediu corijat [m]; S – drumul de frânare mediu [m]; ts – timpul mediu de umplere al cilindrilor de frânã mãsurat [s]; vnom – viteza de început a încercãrii. Limitarea valorii procentului de masã frânatã prescris trebuie limitat la o valoare maximã, care se obþine pe baza valorilor nominale date în fiºele UIC 541.3 ºi UIC 541.4. Trebuie sã se þinã seama cã, coeficientul de frecare variazã pe domeniul de vitezã în care vehiculul circulã în exploatare. Cu ocazia încercãrilor se obþine un procent de masã frânatã l mãs . Acesta trebuie sã fie corectat dupã cum urmeazã: – din încercare se obþine l mãs ; – se calculeazã procentul de masã frânatã funcþie de coeficienþii de frecare mãsuraþi pe standurile inerþiale care se notezã cu l mmstand ; – se calculeazã procentul de masã frânatã pe baza coeficientului de frecare dat în fiºa UIC 541.3 notat cu m mnom ; – corectarea procentului de masã frânatã mãsurat “l mãs ” pentru a se obþine l de înscris pe vagon : l l de înscris pe vagon = l mãs ´ nom . l mstand

Încercarea se efectueazã cu un tren lung de 500 m. Masa frânatã a locomotivei trebuie cunoscutã cu suficientã precizie. Vagoanele din tren vor fi de acelaºi tip. Condiþiile de vitezã, de încercare, al stãrii roþilor ºi al elementelor de fricþiune, al numãrului de încercãri ºi al condiþiilor de timp

sunt cele de la pct. 4.6.3.1. Evaluarea rezultatelor se face la modul urmãtor: – cu drumul de frânare mediu obþinut din încercãri deducem cu ajutorul curbelor a sau c din figura 127 sau formulele de la pct. 4.6.2 procentul masei frânate al trenului notat cu l tren. – înmulþind l cu masa trenului se gãseºte masa frânatã a trenului; – scãzând masa frânatã a locomotivei gãsim masa frânatã a garniturii; – împãrþind masa frânatã a garniturii la numãrul vagoanelor gãsim masa frânatã a vagonului de marfã; – acest rezultat este adaptat la randamentul dinamic mediu între douã revizii cum este descris la paragraful de mai sus.

Vagoane de marfã cu viteza maximã £ 120 km/h Metodele de la punctul 4.6.3 (vehicul izolat ºi tren) rãmân valabile. Metodele de adaptare la randamentul dinamic mediu între douã revizii descris la subpunctul h este folositã astfel: 0,83 Bvag cor = Bm × h dyn m (cor = corectat) (m = mãsurat) Vagoane la viteza maximã ³ 120 km/h Aceste vagoane sunt în principiu echipate cu frânã cu disc. Evaluarea puterii de frânare a acestor vagoane este prezentatã la punctul 6 din carte.

Masa frânatã efectivã a unui tren frânat în regim, P se diminueazã de manierã linearã de la 1,0 la 0,88 (anexa D din fiºa UIC 544.1) în cazul în care lungimea trenului trece de 500 m la 700 m. Este necesar sã se þinã cont de aceasta în prescripþiile de exploatare. În cadrul fiºelor UIC 540-546 sunt prevãzute ºi alte reglementãri. Cele mai importante dintre acestea sunt prezentate în continuare.

Tabelul 8

kBg Fdyn Fdyn K [–] B[t] K [–] [kN] [kN] 5,0 1,895 0,966 13,8 1,537 5,2 1,886 0,999 14,0 1,530 5,4 1,876 1,033 14,2 1,523 5,6 1,867 1,099 14,4 1,516 5,8 1,858 1,039 14,6 1,509 6,0 1,849 1,131 14,8 1,502 6,2 1,840 1,163 15,0 1,495 6,4 1,831 1,195 15,2 1,489 6,6 1,822 1,226 15,4 1,482 6,8 1,814 1,257 15,6 1,475 7,0 1,805 1,288 15,8 1,469 7,2 1,796 1,318 16,0 1,462 7,4 1,787 1,348 16,2 1,455 7,6 1,779 1,378 16,4 1,449 7,8 1,770 1,408 16,6 1,442 8,0 1,762 1,437 16,8 1,436 8,2 1,753 1,466 17,0 1,429 8,4 1,745 1,494 17,2 1,423 8,6 1,737 1,522 17,4 1,417 8,8 1,728 1,550 17,6 1,411 9,0 1,720 1,578 17,8 1,404 9,2 1,712 1,605 18,0 1,398 9,4 1,704 1,633 18,2 1,392 9,6 1,698 1,659 18,4 1,386 9,8 1,688 1,686 18,6 1,380 10,0 1,680 1,712 18,8 1,374 10,2 1,672 1,738 19,0 1,368 10,4 1,664 1,764 19,2 1,362 10,6 1,656 1,789 19,4 1,356 10,8 1,648 1,815 19,6 1,350 11,0 1,640 1,839 19,8 1,344 11,2 1,633 1,864 20,0 1,338 11,4 1,625 1,889 20,2 1,332 11,6 1,618 1,913 20,4 1,327 11,8 1,610 1,937 20,6 1,321 12,0 1,602 1,960 20,8 1,315 12,2 1,59B 1,984 21,0 1,310 12,4 1,588 2,007 21,2 1,304 12,6 1,580 2,030 21,4 1,298 12,8 1,573 2,052 21,6 1,293 13,0 1,566 2,075 21,8 1,287 13,2 1,558 2,097 22,0 1,282 13,4 1,551 2,119 22,2 1,276 13,6 1,544 2,141 22,4 1,271

B[t] 2,162 2,183 2,205 2,225 2,246 2,266 2,287 2,307 2,326 2,346 2,365 2,384 2,403 2,422 2,441 2,453 2,477 2,495 2,513 2,531 2,548 2,565 2,582 2,599 2,616 2,632 2,649 2,665 2,681 2,697 2,713 2,728 2,743 2,759 2,774 2,789 2,803 2,818 2,832 2,847 2,861 2,875 2,889 2,902

Fdyn [kN] 22,6 22,8 23,0 23,2 23,4 23,6 23,8 24,0 24,2 24,4 24,6 24,8 25,0 25,2 25,4 25,6 25,8 26,0 26,2 26,4 26,6 26,8 27,0 27,2 27,4 27,6 27,8 28,0 28,2 28,4 28,6 28,8 29,0 29,2 29,4 29,6 29,8 30,0 30,2 30,4 30,6 30,8 31,0 31,2

K[–]

B[t]

Fdyn

K[–]

B[t]

1,256 1,260 1,255 1,250 1,244 1,239 1,234 1,229 1,224 1,219 1,214 1,209 1,204 1,199 1,194 1,189 1,184 1,179 1,174 1,170 1,165 1,160 1,156 1,151 1,146 1,142 1,137 1,132 1,128 1,123 1,119 1,114 1,110 1,106 1,101 1,097 1,093 1,088 1,084 1,080 1,076 1,071 1,067 1,063

2,916 31,4 2,929 31,6 2,842 31,8 2,956 32,0 2,969 32,2 2,981 32,4 2,994 32,6 3,007 32,8 3,019 33,0 3,031 33,2 3,044 33,4 3,056 33,6 3,068 33,8 3,079 34,0 3,091 34,2 3,103 34,4 3,114 34,6 3,125 34,8 3,137 35,0 3,148 35,2 3,159 35,4 3,170 35,6 3,180 35,8 3,191 36,0 3,201 3S,2 3,212 36,4 3,222 36,6 3,232 36,8 3,242 37,0 3,252 37,2 3,262 37,4 3,272 37,6 3,282 37,8 3,291 38,0 3,300 38,2 3,310 38,4 3,319 38,6 3,328 38,8 3,337 39,0 3,346 38,2 3,355 39,4 3,363 39,6 3,372 39,8 3,381 40,0

1,059 1,055 1,051 1,046 1,042 1,038 1,034 1,030 1,026 1,022 1,019 1,015 1,011 1,007 1,003 0,999 0,995 0,991 0,988 0,984 0,980 0,976 0,973 0,969 0,965 0,982 0,958 0,954 0,951 0,947 0,944 0,940 0,936 0,933 0,929 0,926 0,922 0,919 0,915 0,912 0,908 0,905 0,901 0,898

3,389 3,397 3,405 3,414 3,422 3,430 3,437 3,445 3,453 3,460 3,468 3,475 3,482 3,489 3,497 3,503 3,510 3,517 3,524 3,530 3,537 3,543 3,550 3,556 3,562 3,568 3,574 3,580 3,586 3,591 3,597 3,603 3,608 3,613 3,619 3,624 3,629 3,634 3,639 3,643 3,648 3,653 3,657 3,661

Fdyn [kN] 5,0 5,2 5,4 5,6 5,8 6,0 6,2 6,4 6,6 6,8 7,0 7,2 7,4 7,6 7,8 8,0 8,2 8,4 8, 6 8,8 9,0 9,2 9,4 9,6 9,8 10,0 10,2 10,4 10,6 10,8 11,0 11,2 11,4 11,6 11,8 12,0 12,2 12,4 12,6 12,8 13,0 13,2 13,4 13,6 13,8 14,0 14,2 14,4 14,6 14,8

K[–] B[t] 1,900 1,891 1,883 1,874 1,866 1,857 1,849 1,641 1,832 1,824 1,816 1,808 1,800 1,792 1,784 1,776 1,768 1,760 1,753 1,745 1,737 1,730 1,722 1,715 1,708 1,700 1,693 1,686 1,678 1,671 1,664 1,657 1,650 1,643 1,636 1,630 1,623 1,616 1,609 1,603 1,596 1,590 1,583 1,577 1,570 1,564 1,558 1,551 1,545 1,539

0,968 1,003 1,036 1,070 1,103 1,136 1,168 1,201 1,233 1,264 1,296 1,327 1,358 1,388 1,418 1,448 1,478 1,507 1,536 1,565 1,594 1,622 1,650 1,678 1,706 1,733 1,760 1,787 1,814 1,840 1,866 1,892 1,918 1,943 1,968 1,993 2,018 2,043 2,067 2,091 2,115 2,139 2,162 2,186 2,209 2,232 2,255 2,277 2,300 2,322

Fdyn [kN] 15,0 15,2 15,4 15,6 15,8 16,0 16,2 16,4 16,6 16,8 17,0 17,2 17,4 17,6 17,8 18,0 18,2 18,4 18,6 18,8 19,0 19,2 19,4 19,6 19,8 20,0 20,2 20,4 20,6 20,8 21,0 21,2 21,4 21,6 21,8 22,0 22,2 22,4 22,6 22,8 23,0 23,2 23,4 23,6 23,8 24,0 24,2 24,4 24,6 24,8

K[–] B[t] 1,533 1,527 1,521 1,515 1,509 1,503 1,497 1,491 1,485 1,480 1,474 1,468 1,463 1,457 1,452 1,446 1,441 1,435 1,430 1,425 1,419 1,414 1,409 1,404 1,399 1,393 1,388 1,383 1,378 1,373 1,369 1,364 1,359 1,354 1,349 1,345 1,340 1,335 1,331 1,326 1,321 1,317 1,312 1,308 1,304 1,299 1,295 1,290 1,286 1,282

2,344 2,366 2,387 2,409 2,430 2,451 2,472 2,493 2,514 2,534 2,554 2,574 2,594 2,614 2,634 2,653 2,673 2,692 2,711 2,730 2,749 2,768 2,786 2,805 2,823 2,841 2,859 2,877 2,895 2,912 2,930 2,947 2,964 2,981 2,998 3,015 3,032 3,049 3,065 3,082 3,098 3,114 3,131 3,147 3,162 3,178 3,184 3,210 3,225 3,241

Fdyn [kN] 25,0 25,2 25,4 25,6 25,8 26,0 26,2 26,4 26,6 26,8 27,0 27,2 27,4 27,6 27,8 28,0 28,2 28,4 28,6 28,8 29,0 29,2 29,4 29,6 29,8 30,0 30,2 30,4 30,6 30,8 31,0 31,2 31,4 31,6 31,8 32,0 32,2 32,4 32,6 32,8 33,0 33,2 33,4 33,6 33,8 34,0 34,2 34,4 34,6 34,8

Tabelul 9

kBgu K[–] B[t] 1,278 1,273 1,269 1,265 1,261 1,257 1,253 1,249 1,245 1,241 1,237 1,233 1,229 1,225 1,221 1,217 1,214 1,210 1,206 1,202 1,199 1,195 1,191 1,188 1,184 1,181 1,177 1,174 1,170 1,167 1,163 1,160 1,156 1,153 1,150 1,146 1,143 1,140 1,136 1,133 1,130 1,127 1,123 1,120 1,117 1,114 1,111 1,108 1,104 1,101

3,256 3,271 3,286 3,301 3,316 3,331 3,346 3,361 3,375 3,390 3,404 3,418 3,433 3,447 3,461 3,475 3,489 3,503 3,517 3,530 3,544 3,557 3,571 3,584 3,598 3,611 3,624 3,637 3,650 3,663 3,676 3,689 3,701 3,714 3,727 3,739 3,751 3,764 3,776 3,788 3,801 3,813 3,825 3,837 3,848 3,860 3,872 3,884 3.895 3,907

Fdyn [kN] 35,0 35,2 35,4 35,6 35,8 36,0 36,2 36,4 36,6 36,8 37,0 37,2 37,4 37,6 37,8 38,0 38,2 38,4 38,5 38,8 39,0 39,2 39,4 39,6 39,8 40,0 40,2 40,4 40,6 40,8 41,0 41,2 41,4 41,6 41,8 42,0 42,2 42,4 42,6 42,8 43,0 43,2 43,4 43,6 43,8 44,0 44,2 44,4 44,6 44,8

K[–] B[t] 1,098 1,095 1,092 1,089 1,086 1,083 1,080 1,077 1,074 1,071 1,068 1,065 1,062 1,060 1,057 1,054 1,051 1,048 1,045 1,042 1,040 1,037 1,034 1,031 1,028 1,026 1,023 1,020 1,017 1,015 1,012 1,009 1,006 1,004 1,001 0,998 0,996 0,993 0,990 0,988 0,985 0,982 0,980 0,977 0,974 0,972 0,969 0,966 0,964 0,961

3,918 3,930 3,941 3,952 3,963 3,975 3,986 3,997 4,008 4,018 4,029 4,040 4,050 4,061 4,072 4,082 4,092 4,103 4,113 4,123 4,133 4,143 4,153 4,163 4,172 4,182 4,192 4,201 4,211 4,220 4,229 4,238 4,247 4,257 4,265 4,274 4,283 4,292 4,300 4,309 4,317 4,326 4,334 4,342 4,350 4,358 4,366 4,374 4,381 4,389

Fdyn [kN] 45,0 45,2 45,4 45,6 45,8 46,0 46,2 46,4 46,6 46,8 47,0 47,2 47,4 47,6 47,8 48,0 48,2 48,4 48,6 48,8 49,0 49,2 49,4 49,6 49,8 50,0 50,2 50,4 50,6 50,8 51,0 51,2 51,4 51,6 51,8 52,0 52,2 52,4 52,6 52,8 53,0 53,2 53,4 53,6 53,8 54,0 54,2 54,4 54,6 54,8 55,0

K[–] B[t] 0,958 0,956 0,953 0,950 0,948 0,945 0,943 0,940 0,937 0,935 0,932 0,923 0,927 0,924 0,921 0,919 0,916 0,913 0,911 0,908 0,905 0,903 0,900 0,897 0,895 0,892 0,889 0,887 0,884 0,881 0,878 0,876 0,873 0,870 0,867 0,865 0,862 0,859 0,856 0,853 0,851 0,848 0,845 0,842 0,839 0,836 0,834 0,831 0,828 0,825 0,822

4,396 4,404 4,411 4,418 4,425 4,432 4,439 4,446 4,452 4,459 4,465 4,472 4,478 4,484 4,490 4,495 4,501 4,507 4,512 4,517 4,523 4,528 4,532 4,537 4,542 4,546 4,551 4,555 4,559 4,563 4,567 4,570 4,574 4,577 4,580 4,583 4,586 4,589 4,591 4,594 4,596 4,598 4,600 4,601 4,603 4,604 4,805 4,606 4,607 4,608 4,608

Figura 126.

MIHAIL STOICA

Figura 127.

222

Pentru cazul când vagonul comportã mai multe regimuri de frânare, masa frânatã se determinã pentru fiecare regim. De exemplu, în cazul unui vagon de marfã care posedã frânã automatã prevãzutã cu schimbãtor gol-încãrcat ºi marfã-persoane pe placa de comutare se vor scrie urmãtoarele cifre: 13

24

23

unde: – cifra din stânga (sus) reprezintã masa frânatã a vagonului gol în regim marfã ºi persoane; – cifra din dreapta (sus) reprezintã masa frânatã a vagonului încãrcat în regim marfã ºi persoane; – cifra de jos reprezintã greutatea de comutare, respectiv greutatea vagonului de la care se poate merge cu comutatorul pe încãrcat. Masa frânatã pentru vehiculele motoare (locomotive automotoare) sau rame automotoare se determinã tot prin încercãri dinamice în condiþii similare ca pentru vagoane de marfã cu timonerie neconvenþionalã având în cazul locomotivelor electrice ºi diesel, motoarele de tracþiune decuplate de la transmisie. Masa frânatã pentru circulaþia vagoanelor de marfã cu viteze mai mari de 120 km/h ºi mai mici de 200 km/h se va determina pe baza unor reglementãri de frânare aflate în lucru. Se are în vedere ca aceste vagoane sã fie echipate cu frâna disc ºi alte frâne suplimentare specifice vagoanelor de cãlãtori de mare vitezã. Masa frânatã a vagoanelor de cãlãtori care circulã cu viteze de pânã la 200 km/h se determinã pe baza fiºelor UIC 544, 546 ºi SR 12.300. Se are în vedere ca funcþie de mãrimea distanþei dintre semnale sã se utilizeze sau nu frâna de bazã cu saboþi sau cu disc. Evaluarea frânãrii trenurilor de cãlãtori care circulã cu viteze mai mari de 200 km/h ºi mai mici de 300 km/h este prezentatã la punctul 6 din carte. Pe lângã frâna de bazã cu sabot sau cu disc se are în vedere înzestrarea vagoanelor ºi a ramelor cu frâne suplimentare de tip electrodinamic, cu magneþi permanenþi etc. Drumul de frânare la viteze mai mari de 140 km/h se va realiza cu ajutorul tehnicilor de semnalizare.

Procentul de masã frânatã reprezintã raportul dintre masa frânatã B ºi greutatea vehiculului Q exprimat cu relaþia: B l = ´ 100% (156) Q

Ca valori numerice, procentul de masã frânatã este, de regulã, mai mare decât procentul de frânare. Pentru vagoane de cãlãtori în fiºele UIC 543, 546, 547 ºi SR 12.300 sunt date urmãtoarele valori: l pentru vagoane goale: – 105-125% pentru regimul de frânare P ºi viteza maximã 120 km/h; – 150-170% pentru regimul de frânare R ºi viteza maximã 140 km/h; – minim 208% sau o deceleraþie medie de 0,85 m/s2 pentru regimul de frânare R + Mg ºi viteza de 160-200 km/h; l pentru vagoane încãrcate: – minim 135% pentru regimul de frânare R ºi viteza maximã 140 km/h. Pentru vagoanele de marfã echipate cu saboþi de frânã din fontã tip P10, procentele de masã frânatã minime sunt date în fiºa UIC 543 ºi SR 12.300 aºa cum rezultã din figura 128 a de mai jos.

1) La vagoanele de marfã procentul de masã frânatã poate sã fie la vagoane de 55% pentru cifra de comutare. Procent minim Procent maxim Schimbãtor Regim V. max. masã frânatã masã frânatã [km/h] frânã circulaþie l% l% Marfã 90 65 – G S 100 651 120 P SS/S 120/1010 100/65 120 P SS 120 100 120 P Figura 128 a – Procentele de masã frânatã pentru vagoanele de marfã echipate cu saboþi de frânã din fontã P10.

Pentru vagoanele de marfã echipate cu saboþi din materiale compozite tip K, procentele de masã frânatã minime sunt date în anexele 1.2 ºi 1.3 ale Directivei UIC de utilizare a saboþilor din materiale compozite tip K [45].

În figura 128 b s-a reprezentat grafic variaþia procentului de masã frânatã l funcþie de masa pe osie pentru vagonul de marfã echipat cu saboþi K ºi frânã proporþionalã cu încãrcãtura S ºi SS.

Figura 128 b – Procentele de masã frânatã l pentru un vagon de marfã echipat cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura (frânã S ºi SS).

În figura 128 c s-a reprezentat grafic variaþia procentului de masã frânatã funcþie de masa pe osie pentru vagonul de marfã echipat cu saboþi K ºi schimbãtor de frânã gol-încãrcat (frânã S).

Figura 128 c – Procentele de masã frânatã l pentru un vagon de marfã echipat cu schimbãtor de frânã gol-încãrcat.

În circulaþia feroviarã este datã o atenþie deosebitã securitãþii la frânare a vehiculelor ºi garniturilor de tren în miºcare. Asigurarea deplinã a

securitãþii la frânare cere din partea instalaþiilor performanþe corespunzãtoare. Calculul performanþelor de frânare al unui vehicul este foarte complex datoritã numãrului mare de parametrii care intervin în timpul procesului de frânare. Astãzi, sistemele de frânã cele mai utilizate sunt cu saboþi pe roþi ºi cu garnituri de frecare pe discuri de frânã. Frâna cu saboþi asigurã pentru multe categorii de trenuri securitatea la frânare necesarã în domeniul vitezelor de circulaþie, de ordinul a 140 km/h, iar frâna cu disc este utilizatã pânã la o vitezã de 300 km/h ºi chiar mai mult. Pentru circulaþia cu viteze de pânã la 200 km/h frâna cu disc se monteazã pe vehicule individuale, iar pentru viteze mai mari decât aceasta pe rame motoare. Deºi sistemele sunt aparent simple, calculele performanþelor de bazã concretizate în valoarea drumului de frânare nu se face pornind de la datele teoretice de bazã: natura materialelor de frecare ºi presiunea specificã a saboþilor sau a garniturilor de frecare. Sunt foarte mulþi parametri care intervin pentru ca acest calcul ºi drumul de frânare sã fie simplu ºi în acelaºi timp valabil. În consecinþã, pornind de la rezultatele experimentale, au fost stabilite formule empirice utilizate ºi astãzi. În condiþiile creºterii tonajelor ºi vitezelor trenurilor este clar cã a fost nevoie a se utiliza mai multe sisteme de frânare corespunzãtor dependenþei dintre semnalizare ºi frânare. Faþã de cele de mai sus rezultã complexitatea problemei de determinare a drumului de frânare.

Interdependenþa dintre semnalizare ºi frânare necesitã cunoaºterea performanþelor de frânare ale vehiculelor feroviare exprimate în principal prin mãrimea drumului de frânare. În exploatare, funcþie de necesitate, trenul se frâneazã pentru a trec fie cu o vitezã stabilitã la punct fix, fie sã opreascã la un anume punct. La frânãrile din exploatare, cu excepþia frânãrii de urgenþã, mecanicul utilizeazã frânarea ºi slãbirea în trepte în aºa fel încât sã obþinã oprirea sau trecerea cu viteza stabilitã fãrã ºocuri în tren. Drumul de frânare realizat cu ocazia frânãrilor din exploatare este mult mai mare ca cel obþinut la frânarea rapidã. Acesta depinde în principal de lucrul mecanic al forþelor de frânare care acþioneazã în tren la comenzile date de mecanic ºi de aceea determinarea lui este orientativã. Calculul drumului de frânare se poate face cu o precizie destul de mare în cazul frânãrii rapide când acþioneazã cele mai mari forþe de frânare ce le poate da vehiculul sau trenul. Dar ºi în cazul frânãrilor rapide, caracteristica de frânare a diferitelor vehicule diferã în funcþie de destinaþia ºi gra-

dul tehnic al vehiculului. Acest lucru se vede în figura 129, unde mãrimea ºi alura diferitelor curbe de frânare diferã considerabil între ele. Pentru determinarea drumului de frânare se utilizeazã, în general, douã metode: teoreticã ºi experimentalã.

Figura 129 – Drumul de frânare la diferite trenuri ºi automotoare în cazul frânãrilor rapide pe o linie în palier:

1 – Tren de cãlãtori, 60 osii, frânã cu saboþi K–GP, poz. P, procent de frânare 90%; 2 – Tren de cãlãtori, 60 osii, frânã cu saboþi KE–GP, poz. P, procent de frânare 110%; 3 – Tren de cãlãtori, 60 osii, frânã cu saboþi KE–GPR, poz. P, procent de frânare 155%; 4 – Tren automotor TEE, frânã cu discuri ºi electromagneticã pe ºinã, procent de frânare 239%; 5 – Automotor VT 12, frânã cu discuri, procent de frânare 138%; 6 – Automotor VT 12, frânã cu discuri ºi electromagneticã pe ºinã, procent de frânã 157%; 7 – Automotor ET 32, frânã cu saboþi K–GP, poz. P, procent de frânare 120%; 8 – Tren de marfã, 120 osii, frânã cu saboþi K–G, procent de frânare 40%; 9 – Tren de cãlãtori cu 60 osii, frânã KE–GP–Mg procent de frânare 204%.

Pentru circulaþia actualã de pânã la 200 km/h, drumurile de frânare se materializeazã încã pe teren prin distanþa dintre semnalul prevestitor ºi semnalul de intrare. Respectarea acestor drumuri de frânare, în cazul în care nu s-a redus viteza maximã de circulaþie admisã de tipul frânei ºi

de caracteristicile liniei, este posibilã numai prin executarea unor frânãri rapide, deoarece în acest caz se dispune de forþa maximã de frânare. Majoritatea relaþiilor teoretice utilizate conþin doi termeni, ºi anume: S t = S p + S fe (m) (157) în care: St – drumul total de frânare în m; Sp – drumul de pregãtire al frânãrii în m; Sfe – drumul de frânare efectiv în m. Din momentul în care mecanicul a observat semnalul de oprire pânã în momentul când elementele de frecare s-au aplicat pe roþi sau discuri se consumã un timp numit timp de pregãtire a frânãrii, când trenul circulã cu vitezã constantã. În acest caz, drumul de pregãtire a frânãrii se calculeazã cu relaþia: S p = vi ´ t p în care: vi – viteza trenului în momentul frânãrii în m/s; tp – timpul de pregãtire a frânãrii în s (t = 4 + ÷ 12 s funcþie de tipul frânei). Având în vedere cã timpul de pregãtire este mic în raport cu timpul efectiv de frânare ºi cã depinde în principal de îndemânarea mecanicului, acesta se va neglija de regulã în calculul drumului de frânare. S-au elaborat diverse formule de calcul ale drumurilor de frânare, dar exactitatea lor depinde de îndeplinirea condiþiilor impuse la aplicare. a) Formula Sauthoff F.: se determinã drumul de frânare efectiv Sfe, pornind de la faptul cã în timpul frânãrii energia cineticã înmagazinatã în masa trenului se transformã în lucru mecanic de frânare: m r (V12 + V22 ) = S fe ( Ff + rt G ± iG) (158) 2 unde: m – masa trenului (daN s2/m); v – viteza trenului (m/s); Sfe – drumul de frânare (m); G – greutatea trenului (1/100 MN); Ff – forþa de frânare a trenului (daN); rt – rezistenþa specificã a trenului la mersul în regim fãrã acþiune, în palier ºi aliniament (100 daN/MN) i – declivitatea secþiei (‰) r – valoarea adaosului de masã pentru influenþa maselor în miºcare de rotaþie; pentru vagoane r = 0, 4 - 1, 06, iar pentru locomotive r = 1,15.

În formula (158) forþa de frânare Ff se exprimã sub forma: Ff = å Ps × m s

(159)

în care: åPs – suma forþelor de apãsare pe saboþi (daN); µs – coeficientul de frecare dintre sabot ºi roatã. Introducând în formulã (158) valoarea forþei de frânare datã de expresia (159) ºi pentru V = 3,6 · V (km/h) obþinem: 4,17 × (V12 - V22 ) (160) S fe = å Ps × m s + rt ± i G Notând: å Ps (161) - 100 = d = procentul de frânare (%) G în care: Ps ºi G se introduc în daN; V2 = 0. se obþine: S fe =

4,17 × V 2 (m) 10 × d × m s + rt ± i

(162)

b) Formula de la Minden are aceeaºi bazã teoreticã datã în formula lui Sauthoff F., însã poate fi aplicatã pentru frâna cu saboþi ºi disc corespunzãtor poziþiilor schimbãtorului de frânã R/P ºi G dupã cum urmeazã: a) poziþia de frânare R/P (persoane): 3, 85 × V 2 (m) (163) S fe = 6,1 × y × (1 + lr /10) ± ir b) poziþia de frânare M sau G (marfã): 3, 85 × V 2 (m) S fe = 5,1 × y × lr - 5 ± ir

(164)

în care: Sfe – drumul de frânare efectiv (m); V – viteza trenului (vagonului) (km/h); y – coeficientul de corecþie funcþie de tipul frânei, viteza, tipul constructiv al saboþilor, poziþia schimbãtorului de frânã (tabelul 10).

Tabelul 10

Valorile factorului de corecþie y

Tipul de Tipul de frânã I (R/P) Frâna cu frânã III Frâna cu saboþi HIK-MP KE-MP KE-MPR KK-MPR tambur ºi (M*) Viteza cu disc inclusiv Poz. P Poz. P Poz. P Poz. R km/h toate Poz. P Saboþi dubli Saboþi dubli Saboþi dubli tipurile y1 y2 y3 y4 y5 y6 10 0,75 0,5 0,63 0,4 0,45 0,41 20 1,04 0,73 0,87 0,6 0,64 0,61 30 1,17 0,87 1 0,69 0,76 0,75 40 1,23 0,97 1,09 0,74 0,84 0,85 50 1,25 1,02 1,14 0,76 0,9 0,92 60 1,24 1,05 1,15 0,77 0,94 0,97 70 1,21 1,06 1,15 0,92 0,96 1 80 1,17 1,05 1,14 0,96 0,99 1,02 90 1,13 1,04 1,11 0,98 1 1,02 100 1,09 1,03 1,08 1 1 – 110 1,04 1,02 1,04 1 1 – 120 1 1 1 1 1 – 130 0,96 0,98 0,96 0,99 0,99 – 140 0,92 0,96 0,92 0,98 0,98 – * M = G.

lr – procentul de greutate frânatã calculat cu: lr = c e × l; ce – coeficientul de corecþie funcþie de tipul frânei ºi lungimea trenului (tabelul 11); l – procentul de greutate frânatã înscris pe plãcuþa vehiculului; ir – declivitatea secþiei calculatã cu: (‰) ir = ci × i Tabelul 11

Valorile coeficientului de corecþie c Numãr de Pânã la osii 24 c 1,1 Numãr de Pânã la osii 40 Tipul de frânã II (M) c 1,12

Tipul de frânã I (R/P)

* M = G.

Între 24-28 1,05 Între 40-80 1,06

Între 48-60 1 Între 80-100 1

Între 60-80 0,97 Între 100-120 0,95

Între 80-100 0,92 Între 120-150 0,9

Viteza Tipul de frânã (R/P) Tipul de frânã (M*)

Valorile experimentale ale factorului de corecþie c 10 20 30 40 50 60 70 80

Tabelul 12 90

100

0,9

0,9

0,6

0,66 0,75

0,77

0,81

0,84 0,87

0,89

0,6

0,62 0,64

0,66

0,68

0,7

0,74 0,75

0,72

–

* M = G.

ci – coeficient de corecþie pentru panta funcþie de vitezã ºi poziþia schimbãtoarelor de frânã (tabelul 12); i – declivitatea realã a secþiei (‰). În aceste formule o parte din termeni nu au semnificaþie fizicã, sunt doar niºte mãrimi de calcul. c) Metode de calcul CFR. Specialiºtii CFR în cadrul grupei de lucru ERRI B 126.2 ing. Sturdza Ion ºi ing. Stoica Mihail au elaborat o nouã metodã de calcul al drumului de frânare “S” funcþie de viteza “V” procentul de masã frânatã “l” ºi declivitatea “i” cu aplicaþie pentru saboþii de frânã din fontã P10. Metoda CFR cuprinsã în raportul ERRI B 126/RP 17, lucrarea [6] conþine ºi programul de calcul al drumului de frânare. Ea este utilizatã în cadrul ERRI ºi UIC pentru calculul familiei de curbe S = f (V, i, l); cazul trenurilor de marfã lungi de pânã la 700 m frânate în regimurile “P” ºi “G” de la viteze de 30 ÷ 120 km/h pe declivitãþi de –20‰, –10‰, 0‰, +10‰, +20‰ (figurile 130, 143). Baza metodei o constituie integrarea sistemului de ecuaþii diferenþiale: dv (165) =a dt ds = v (166) dt În ecuaþiile de mai sus timpul este variabilã independentã. Pentru integrarea sistemului de ecuaþii de miºcare de mai sus se utilizeazã metoda Euler de Ordinul 1 care deºi este simplã poate asigura o precizie a calculelor prin alegerea pasului t. Calculul acceleraþiei Calculele se fac reducând forþele la o osie utilizând formula: SF (167) a= m echiv în care: åF– suma forþelor care acþioneazã în timpul frânãrii;

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 130.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 131.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 132.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 133.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 134.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 135.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 136.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 137.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 138.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 139.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 140.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 141.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 142.

Sistemul de curbe S = f (l, V, i)

Figura 143.

mechiv – inerþia totalã care þine seama de inerþiile maselor în miºcare de rotaþie (inerþia osiilor ºi pentru locomotive se mai þine cont ºi de inerþia motoarelor de tracþiune); m echiv = m + Dm (168) cu “Dm” ca valoare constantã. În calcule se foloseºte Dm = 350 kg, ca valoare medie între 250 kg ºi 500 kg, pentru a þine cont de uzura roþilor în exploatare. Se poate utiliza, de asemenea, formula cu m echiv = m(1 + x) unde x este o valoare constantã. Trebuie observat cã x nu are aceeaºi valoare pentru vagoanele goale sau încãrcate. Q 7 tone 21 tone 0,05 0,017 x Forþele sunt: mgi (169) SF = Rw + Ff + 1000 . unde: Rw – rezistenþa la înaintare; Ff – forþa de frânare; i – declivitatea. Calculul rezistenþei la înaintare În calculele de tracþiune ºi de frânare, se utilizeazã în general rezistenþa specificã la înaintare rw: (170) rw = a w + bw × V 2 Cu aceastã rezistenþã specificã se obþine rezistenþa la înaintare: (171) Rw = mgrw = mga w + mgbw × V 2 CFR utilizeazã în mod direct ultima rezistenþã la înaintare: (172) Rw = mga w + Bw × V 2 2 deci cu un termen “V ” care nu depinde de masa vagonului, situaþia care este mai apropiatã de realitate pentru cã rezistenþa aerodinamicã nu este influenþatã de starea de încãrcare a vagonului. Chiar dacã se lucreazã cu rezistenþa specificã, se utilizeazã în general formule diferite pentru vagoanele goale ºi vagoanele încãrcate. De exemplu, Strahl (Henschel Locomotiv-Tascheubech 1960) recomandã formula: (V + DV ) 2 (173) rw = 2,5 + K

unde: K = 1.000 pentru trenuri cu vagoane goale; K = 2.000 pentru trenuri de compunere mixtã cu vagoane încãrcate ºi goale. Dacã se ia sarcina pe osie Q = 7 t pentru un vagon gol ºi Q = 14 t valoarea medie pentru un vehicul din trenul compus din vagoane goale ºi încãrcate, se obþine aceeaºi valoare pentru rezistenþa aerodinamicã: 7(V + DV ) 2 14 (V + DV ) 2 ºi 1. 000 2. 000 Calculul forþelor de frânare. Evoluþia presiunii în cilindrii de frânã la începutul frânãrii CFR-ul împarte trenul în grupe de 50 m ºi face calculul forþei de frânare pentru fiecare grupã. Se utilizeazã formula urmãtoare pentru a calcula forþa pe un sabot din timpul mersului în fiecare grupã de 50 m care se noteazã cu Fdyn: p( t ) (174) Fdyn = Fdyn max × p max în care: p(t) – presiunea aerului din cilindrul de frânã funcþie de timp; pmax – presiunea maximã în cilindrul de frânã. Utilizând aceastã forþã se calculeazã coeficientul de frecare µ ºi forþa de frânare “Ff” pentru fiecare grupã de 50 m: Ff = m( Fdyn, V ) × Fdyn La sfârºit se calculeazã suma forþelor de frânare pentru toate grupele de 50 m din tren. Evoluþia presiunii în cilindrul reprezentativ a fiecãrei grupe de 50 m, curba p(t) este elementul principal în calculul forþei de frânare. Este important de a gãsi o aproximare simplã ºi corectã a formei curbei p(t) ºi de a aprecia în mod corect momentul în care începe sau sfârºeºte umplerea cilindrului. Pentru frânãrile în regim P s-a utilizat aceeaºi metodã ca în Documentul Tehnic ORE DT 178 (B 36) ºi raportul ORE B 36/RP 22 care se referã la calculul forþelor longitudinale din trenuri. Pentru regimul “G” s-a utilizat aceeaºi metodã adaptându-se valoarea parametrilor. Calculul coeficientului de frecare dintre sabot ºi roatã Cu ocazia mãsurãtorilor de temperaturi în saboþi ºi roþi s-a obþinut o mare dispersie a valorilor mãsurate. Dispersiile cele mai mari se obþin cu ocazia încercãrilor dinamice de frânare, aceasta explicând în parte ºi dis-

persia drumurilor de frânare. În lucrarea [6] specialiºtii CFR au elaborat formula (8) datã la pct. 1.2.2 ºi au folosit-o în programul de calcul al drumului de frânare.

Metodele experimentale de determinare a drumului de frânare constau în mãsurarea pe teren a spaþiului parcurs de tren din momentul executãrii frânãrii rapide pânã la oprire. Metodele experimentale care sunt utilizate în cadrul UIC ºi la CFR sunt cuprinse în fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a, rapoartele ERRI B126/RP14, ERRI B126/RP15, fiºa UIC 546 ºi SR 12.300/98 pentru viteze de pânã la 200 km/h. Se are în vedere sistemul de frânã de bazã cu aer comprimat ºi sistemele de frânã suplimentare cum este de exemplu frâna magneticã pe ºine. Dupã mãsurarea drumului de frânare al vehiculului sau trenului, obþinut prin frânãri rapide executate de la diferite viteze iniþiale, se determinã procentul de masã frânatã cu ajutorul unor grafice. În graficul din figura 127 sunt prezentate procentele de masã frânatã în funcþie de drumul de frânare pentru vagoane de marfã care circulã cu viteza maximã de 120 km/h. Evaluarea frânei vagoanelor de cãlãtori ºi vehiculelor motoare care circulã cu viteze mai mari de 120 km/h se utilizeazã figura 144, iar pentru vagonul de marfã figura 145 (anexa B1 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a din 2002). Particularizând pentru cazul vagonului de cãlãtori corespunzãtor regimul P, dacã se executã o frânare rapidã pe linia situatã în palier ºi aliniament de la viteza de 120 km/h, conform metodologiei din fiºa UIC 544.1 se obþine un drum de frânare de 720 m. Rezultã din figura 144 un procent de masã frânatã de 116% ceea ce conduce, pentru vagonul de cãlãtori frânat în poziþia P având greutatea de 39 t, la o masã frânatã de 45 t (39 × 1,16 = 45 t). Pentru viteze mai mari de 120 km/h, când se utilizeazã poziþiile de frânare R ºi R + Mg, încercãrile se efectueazã pe trenuri de cãlãtori compuse din 60 osii sau cu vagonul individual. Analiza criticã a metodei datã mai sus ºi noua metodã de evaluare a frânãrii este datã la pct. 6 al cãrþii. Pentru circulaþia vehiculelor feroviare cu viteze mai mari de 200 km/h ºi mai mici de 300 km/h sunt prezentate în lucrarea [22], raportul ERRI B 126/RP 16, metodele DB, SNCF ºi FS de evaluare a puterii de frânare. Trenul opreºte, prin impunerea unor deceleraþii medii, pe mai multe distanþe dintre semnale, cu ajutorul sistemului de semnalizare care supravegheazã continuu viteza trenului. Evaluarea frânei vehiculelor feroviare care circulã cu viteze mai mari de 200 km/h ºi mai mici de 300 km/h este datã la pct. 6 al cãrþii.

MIHAIL STOICA

Figura 144.

250

Figura 145 – Diagrama de evaluare a frânei vagoanelor de marfã prin încãrcarea în linie (vagon izolat) (anexa B1 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a, anul 2002).

Frâna cu disc s-a generalizat pentru vagoanele de marfã ce circulã cu o vitezã mai mare de 120 km/h ºi pentru vagoanele de cãlãtori ce circulã cu o vitezã mai mare de 140 km/h. Generalizarea frânei cu disc s-a impus din urmãtoarele cauze: – puterea limitã de frânare la frâna cu saboþi a fost depãºitã în special la viteze mari; – întreþinerea frânei cu disc este ieftinã; – confortul cãlãtoriei cu frâna cu disc este mai mare; – variaþia micã a coeficientului de frecare faþã de vitezã ºi presiune specificã; – forþele de apãsare sunt mai mici comparativ cu cele utilizate la frâna cu saboþi ºi în consecinþã se pot utiliza cilindri de frânã mai mici ºi timonerii mai simple. La realizarea frânei cu disc existã douã soluþii constructive: – cu discuri de frânã montate pe corpul osiei; – cu discuri de frânã montate pe roatã. În cazul montãrii discurilor de frânã pe roatã, acestea nu sunt legate rigid între ele, ceea ce conduce la apariþia unei deformaþii elastice ºi termice mari. Din acest motiv puterea de frânare a acestor discuri de frânã este cu cca 20% mai redusã decât aceea a unui disc de frânã montat pe osie. Vagonul furgon de transport automobile este realizat pe boghiuri din familia Y la care, din motiv de gabarit, cadrul boghiului se realizeazã de o formã specialã. Din lipsã de spaþiu, boghiul nu permite montarea frânei suplimentare de tip Mg. Din acest motiv sistemul de frânã cu disc cu care este echipat vagonul trebuie sã aibã o putere de frânare suficient de mare, necesarã încadrãrii în drumurile de frânare prescrise în cadrul SNCFR. La SNCFR pentru vagoanele de cãlãtori prevãzute cu sistem de frânare de mare putere categoria R, care nu pot primi frânã suplimentarã de tip magnetic, se acceptã ºi drumuri de frânare mai mari de 1.000 m, cum ar fi de 1.200 m. Varianta frânei cu discuri de frânã montate pe corpul osiei reprezintã soluþia optimã faþã de varianta frânei cu disc montate pe roatã.

I. Calcule referitoare la principalele elemente ale frânei vagonului a) Caracteristici principale constructive – greutatea proprie a vagonului ......... 27,5 t; – sarcina utilã maximã ....................... 15 t; – numãr de osii ................................... 4; – diametrul roþii în stare nouã ............ Dn = 840 mm; – diametrul roþii uzate ........................ Du = 794 mm. b) Determinarea caracteristicilor constructive pentru principalele elemente ale frânei cu disc Dimensiunile discului de frânã: Diametrul exterior de = Dn – 2h (h = cota limitã de gabarit + uzura la cercul de rulare). Conform fiºelor UIC 515.1; 505.1 cota limitã la gabarit are valoarea 125 mm. D - Du Uzura la cercul de rulare: n = 23 mm. 2 Înlocuim numeric: h = 125 + 23 = 143 mm. Diametrul exterior: de = 840 – 2 · 148 = 544 mm. Se alege din Knorr HandBuch (19), tabel 341, pag. 77, discul de frânã având: – diametrul exterior de = 540 mm; – grosimea b = 110 mm; – raza medie de frânare rm = 203 mm. Alegerea garniturilor de frecare Conform Knorr HandBuch, tabel 341, pag. 77, pentru tipul de disc de frânã adaptat de × b = 540 × 110 se adoptã garnitura de frecare cu suprafaþa de 350 cm2 (2 × 175 cm2). c) Puterea de frânare a discului de frânã Limitarea datoritã proprietãþilor fizico-chimice ale garniturii de frânã Administraþiile feroviare utilizeazã în exploatare pentru frânarea trenurilor de cãlãtori de la viteze de 160-200 km/h garnituri de frânã din materiale organice. Garniturile de frânã utilizeazã ca liant rãºini sintetice sau cauciuc. Uzura acestor garnituri creºte foarte rapid cu temperatura în zona de frecare datoritã proprietãþilor chimice ale lianþilor. La temperaturi de aproximativ 300° C lianþii se modificã dând naºtere la gaze neadmise din punct de vedere ecologic.

La circa 400° C se produc ruperi din materialul garniturii (se sfarmã), iar la 550° C componenþii combustibili se autoaprind. Având în vedere cele prezentate, limita de putere a ansamblului disc de frânã–garniturã de frecare este pentru temperatura de 375° C. Limitare datoritã mãrimii pantei liniei La frânãrile de menþinere pe pante, în funcþie de vitezã ºi timpul de frânare, puterea de frânare este limitatã de temperatura limitã la valoarea de 375° C. Vagonul furgon este un vagon apt traficului internaþional ceea ce impune luarea în considerare a pantelor din România ºi din þãrile membre UIC la care din corelarea mãrimii pantei ºi a lungimii acesteia se obþin valorile cele mai mari ale vitezei ºi timpului de frânare. În tabelul 13 sunt prezentate caracteristicile pantelor celor mai mari din România ºi din þãrile membre UIC. Tabelul 13 Secþia Balota–Turnu Severin Predeal–Dârste Predeal–Gura Beliei Gotthard–Sudrampe (Elveþia) Gotthard–Nordrempe (Elveþia)

Lungime secþie (km) 11,71 19,55 37,66 39,3 28,8

Diferenþã de înãlþime (m) 236,89 422,79 511,62 810,9 633,9

Pante medii (‰) 20 21 13 20,6 22

Puterea de frânare maximã limitatã de mãrimea pantei, durata de frânare, corespunde pantei Gotthard–Sudrampe la care temperatura de 375° C se atinge pentru viteza de coborâre pe pantã de 80 km/h. Limitarea datoritã frânãrilor de oprire de la viteze mari La frânãrile de oprire de la viteze mari (160-200 km/h) datoritã timpului scurt în care se produce frânarea apar în discul de frânã diferenþe mari de temperaturã pe direcþia perpendicularã suprafeþei de frecare pe care, la anumite deceleraþii, pot apare fisuri termice. În cazul frânãrilor de oprire de la viteze de 160 km/h cu o deceleraþie af = 1 m/s2 temperatura în discurile de frânã se ridicã la circa 375° C pentru sarcini pe roatã de Qn = 7,6 t. Limitãri din punct de vedere al exploatãrii Uzura discurilor de frânã este mult mai lentã decât uzura garniturilor de frânã, discurile de frânã în timp trebuie sã fie controlate pentru a se descoperi eventualele fisuri ce pot duce la ruperea discului. Durata de viaþã a discurilor de frânã depinde de profilul secþiilor de

circulaþie, durata mai mare sau mai micã de viaþã a discurilor depinde de numãrul ºi de tipul frânãrilor. Limitãri din punct de vedere economic Formulele existente pentru calculul uzurii garniturilor de frânã ºi a discurilor de frânã aratã cã aceasta creºte cu puterea a patra a masei vehiculului. Limita de putere din punct de vedere termic (375° C) are drept consecinþã pe plan economic durata de viaþã scurtã atât a garniturilor de frânã, cât ºi a discurilor de frânã. Costurile din exploatare sunt ºi mai mari dacã discul de frânã se uzeazã înaintea roþii. d) Calculul puterii de frânare a discului de frânã Discurile de frânã se dimensioneazã pentru puterea maximã de frânare necesarã pentru a se putea frâna pe panta cea mai mare ºi cea mai lungã. Din tabelul 13 rezultã cã panta cea mai mare în relaþia pantã medie – lungimea secþie este Gotthard–Sudrampe (Elveþia). Puterea de frânare necesarã unui vehicul cu frânã cu disc se calculeazã pentru mersul pe pantã dupã relaþia datã de Kolbeck: m ×g V (KW) (176) N = Z × Nd = v (i - irez ) × 1. 000 3, 6 unde: mv – greutatea vehiculului (KN); g – acceleraþia gravitaþionalã (m/s2); i – declivitatea liniei (‰) irez – rezistenþa specificã la înaintare (N/KN); V – viteza de coborâre (km/h); Z – numãrul de discuri de frânã pe vehicul; Nd – puterea de frânare a unui disc (KN); N – puterea de frânare totalã (kW). Date de calcul: mvg = 42,5 · 9,81 = 416,929 (KN); i = 20,6‰ conform tabelul 13; V = 80 km/h; Z = 8 discuri. Rezistenþa specificã la înaintare se calculeazã cu formula: V2 (N/KN) m = 1, 65 + 4. 000 conform “Îndrumãtor calcule de tracþiune”, Bucureºti, 1971 [23].

Deci: 80 2 = 3, 25 (N/KN) 4.000 Introducând în formula 176 obþinem puterea de frânare totalã: 416, 925 80 N= × (20, 6 - 3, 25) × = 160,7 kW (177) 1000 . 3, 6 m = 1, 65 +

N = 160,7 kW. Puterea de frânare a unui disc este: N 160,7 Nd = = = 20 kW/disc Z 8 Comparând aceastã valoare cu puterea de frânare a unui disc de frânã limitatã de regimul termic figura 146 se observã cã puterea de frânare a unui disc se încadreazã în limitele admisibile. e) Determinarea forþei de apãsare a garniturii de frecare pe disc Valoarea maximã a forþei de frecare se deduce din condiþia ca roata sã nu fie blocatã atunci când ea este frânatã. În figura 147 sunt prezentate forþele ce acþioneazã la frânare pentru o frânã cu disc. Puterea discului de frânã la mersul în pantã cu viteza de mers pânã la 80 km/h pe o duratã pânã la 20 min. Ecuaþia de echilibru al momentelor: Fa × C = Q × m a × C = 2 Pd × m d × rm

(178)

sau: 2×

rm Pd m a r 2P × = = d × m ; unde: d = d C Q md C Q

S-a notat cu: Fa – forþa de aderenþã; Pd – forþa de apãsare a garniturii de frânã pe disc; d – coeficient de frânare; Q – sarcina pe roatã; µa – coeficient de aderenþã; µe – coeficient de frecare dintre garnitura de frânã ºi disc; rm – raza medie de frânare; rm = 203 mm; C – raza medie a roþii; C = 408,5 mm.

Figura 146.

Puterea discului de frânã la mersul în pantã cu viteza de mers pânã la 80 km/h pe o duratã pânã la 20 min.

Figura 147 – Schema forþelor frânei cu disc.

Dacã se ia în consideraþie ºi coeficientul pentru masele în miºcare de rotaþie (d) se obþine: m C (179) d max = r a × m d rm µa = 0,13 coeficient de aderenþã utilizat de DB în calculele de frânare ºi µd = 0,38. Se obþine: 0,13 C C d max = 1, 05 × × = 0, 36 0, 38 rm rm C Pd = 0,18 × × Q rm 42, 5 42, 5 Q= ×g= × 9, 81 = 52,11 KN 8 8 Fãcând înlocuirile numerice se obþine: 408, 5 Pd = 0,18 × × 52,11 = 18, 875 KN = 1. 887, 5 daN 203 Aceastã valoare a forþei de apãsare a garniturii de frecare pe disc conduce la o presiune specificã pe garnitura de frecare datã de formula: P p d = d (daN/cm2) S

Pd – forþa de apãsare a garniturii de frecare pe disc (daN); S – suprafaþa de contact între garnitura de frânã ºi disc (cm2). Pentru evitarea fenomenului de sfãrâmare a garniturii de frânã se impune ca: pd < 5,5 daN/cm2 Conform celor prezentate la punctul b suprafaþa garniturii de frânã este: S = 350 cm2 Înlocuind numeric se obþine: 1887 . ,5 pd = = 5, 39 daN/cm2 < 5,5 daN/cm2 350 f) Determinarea raportului de amplificare al timoneriei Timoneria frânei cu disc este cu mult mai simplã decât timoneria frânei cu saboþi. Aceasta, datoritã faptului cã forþele de apãsare sunt relativ mai mici, iar axele triunghiulare nu mai sunt necesare. În funcþie de sistemul de deservire al discului de frânã de cãtre cilindrul de frânã (figura 148 a, b) se disting: – timoneria de frânã care deserveºte un singur disc de frânã (figura 148 a) – timoneria de frânã care deserveºte douã discuri de frânã (figura 148 b). Timoneria de frânã care deserveºte un singur disc de frânã, pentru aceeaºi putere de frânare, comparativ cu soluþia timoneriei de frânã care deserveºte douã discuri de frânã, este simplã constructiv, uºoarã, iar regulatorul automat de timonerie este mai simplu, situat în interiorul cilindrului de frânã. Având în vedere aceste considerente se poate adopta soluþia timoneriei de frânã care deserveºte un singur disc de frânã. Raportul de amplificare al timoneriei frânei care deserveºte un singur disc de frânã este dat de relaþia: a (180) i=2 b Pe de altã parte: å Pd (181) i= Fc × h

Figura 148 a – Schema timonerie de frânã pentru un disc de frânã.

Figura 148 b – Schema timonerie de frânã pentru douã discuri de frânã.

în care: n = 0,95 – randamentul timoneriei; Fc – forþa la tija pistonului cilindrului de frânã Fc = Ac · pc · 10 – fr (182) Ac = 510,7 cm2 suprafaþa pistonului pentru cilindrul de frânã de10¢¢. Calculul este fãcut pentru cazul vagonului încãrcat la care presiunea în cilindrul de frânã este pc = 3,8 bar. fr = 1.500 N – forþa antagonistã a arcurilor de rechemare. Înlocuind numeric: Fc = 510,7 · 3,8 · 10 – 1.500 = 1.790,6 daN. În cazul timoneriei care deserveºte un singur disc de frânã: 2 × 1. 887, 5 2 Pd i= = = 2, 22 Fc × h 1.790, 6 × 0, 95 Deci raportul de amplificare al timoneriei este: i = 2,22 Þinând cont de mãrimea distanþei dintre axa cilindrului de frânã ºi mijlocul portgarniturii, din punct de vedere constructiv se alege: a + b = 300 mm a 2 = 2, 22 b Rezolvând sistemul de ecuaþii se obþine: a = 158 mm; b = 142 mm. g) Frânarea proporþionalã cu încãrcãtura Vagonul furgon pentru transportat automobile are o încãrcare ce poate varia de la situaþia vagonului gol pânã la încãrcãri maxime cu automobile de 15 tone. Având în vedere variaþia încãrcãturii, cât ºi mãrimea acesteia, vagonul este necesar sã fie echipat cu frânã pneumaticã ºi automatã în funcþie de încãrcãturã. Se permite astfel ca la starea de gol a vagonului sã nu se formeze pe roatã locul plan, iar la starea de încãrcare maximã a acestuia sã se obþinã drumul cel mai scurt de frânare. La SNCFR la vagoanele de cãlãtori ºi marfã moderne se utilizeazã tipul de frânã Knorr-Bremse. Pentru vagoanele de marfã care circulã în trenuri de cãlãtori, cum este ºi cazul vagonului furgon de transportat automobile, firma Knorr-

Bremse a dezvoltat tipul de frânã KE–GPR–D–A a cãrui schemã funcþionalã este prezentatã în figura 149. Ventilul de cântãrire TU 2 comandã dependenþa frânãrii funcþie de încãrcãturã prin preluarea modificãrii sãgeþii arcurilor suspensiei secundare, în acest mod asigurându-se o comandã precisã de reglaj a presiunii aerului în cilindrul de frânã. Comanda pneumaticã funcþie de starea de încãrcare de la ventilul TU 2 este transmisã ventilului releu RR 2 care, la rândul sãu, în funcþie ºi de comanda frânãrii fãcute de mecanic stabileºte presiunea în cilindrul de frânã. Stabilirea presiunilor în ventilul de cântãrire TU 2 funcþie de starea de încãrcare a vagonului Caracteristicile suspensiei vagonului furgon pentru transport automobile Vagonul furgon pentru transport automobile este realizat cu douã etaje de suspendare: – suspensia primarã; – suspensia secundarã. În suspensia primarã, la fiecare osie existã câte o pereche de arcuri duble. Suspensia secundarã, suspensia dintre cadrul boghiului ºi caroseria vehiculului, prezintã pentru fiecare boghiu câte douã grupe de arcuri duble. Arcul dublu din suspensia primarã prezintã urmãtoarele caracteristici: – flexibilitate arc interior K1int = 30,05 mm/tonã; – flexibilitate arc exterior K1ext = 22,69 mm/tonã. Se obþin rigiditãþile: C1int = 0,2721 · 106 N/m; C1ext = 0,4323 · 106 N/m. Deci rigiditatea arcului dublu din suspensia primarã este: C1 = C1int + C1ext = (0,2721 + 0,4323) · 106 = 0,7044 · 106 N/m Rigiditatea suspensiei primare, pentru un boghiu este: C1b = 4 · C1 = 0,7044·106 = 2,9176 · 106 N/m Arcul dublu din suspensia secundarã are urmãtoarele caracteristici: – flexibilitate arc interior K2int = 40,97 mm/tonã; – flexibilitate arc exterior K2ext = 30,96 mm/tonã. Se obþin rigiditãþile: C2int = 0,239·106 N/m;

C2ext = 0,318 · 106 N/m.

Figura 149 – Amplasarea echipamentului de frânã KE–GPR–D–A, pe vagonul furgon:

1 – Distribuitor de aer KES; 2 – Conductã principalã; 3 – Regulator de antipatinaj; 4 – Ventil de siguranþã; 5 – Supapã de evacuare; 6 – Cilindru de frânã; 7 – Ventil de cântãrire TU2; 8 – Rezervor-tampon de 3 l; 9 – Reducþie cu diametru de 2 mm; 10 – Ventil-releu reglabil RR2; 11 – Rezervor de alimentare R1 de 150 l; 12 – Rezervor de alimentare R de 100 l.

Deci rigiditatea unui arc dublu din suspensia secundarã este: C2 = C2int + C2ext = (0,239 + 0,318) · 106 = 0,557 · 106 N/m Rigiditatea totalã a suspensiei secundare, pentru un boghiu, este: C2t = 2 · C2 = 2 · 0,557 · 106 = 1,114 · 106 N/m Calculul presiunilor în ventilul de cântãrire TU 2 Pentru calculul presiunilor în ventilul de cântãrire TU 2 se pune condiþia constructivã ca în situaþia vagonului gol, sãgeata arcului de comandã R1 a ventilului TU 2 sã fie zero (fR1 = 0 mm). În cazul vagonului gol presiunea în ventilul de cântãrire TU 2 este pT = 1,5 bar conform diagramei etalon de funcþionare datã în figura 150. Vagon cu sarcina utilã de 5 t Sãgeata arcului de comandã R1 este egalã cu variaþia sãgeþii suspensiei secundare. mi = 5 t = 5.000 kg m /2 × g 2. 500 × 9, 81 f R1 = Df 2 = i × 1. 000 = × 1. 000 = 22 mm C2 1,114 × 10 6 Din diagrama etalon de funcþionare pentru ventilul de cântãrire corespunzãtor sãgeþii fk1 = 22 mm se obþine presiunea în ventilul de cântãrire TU 2: pT5t = 2,325 bar Vagon cu sarcina utilã de 10 t mi = 10 t = 10.000 kg Sãgeata arcului de comandã: m /2 × g 5. 000 × 9, 21 f R1 = Df 2 = i × 1. 000 = × 1. 000 = 44 mm C2 1,114 × 10 6 Din diagrama etalon de funcþionare pentru ventilul de cântãrire TU 2 se obþine presiunea: pT10t = 3,15 bar Vagon cu sarcina utilã de 15 t Masa încãrcãturii: mi = 15 t = 15.000 kg Sãgeata arcului de comandã: m /2 × g 7. 500 × 9, 81 f R1 = Df 2 = i × 1. 000 = = 66 mm C2 1,114 × 10 6

Figura 150 – Diagrama etalon de funcþionare pentru ventilul de cântãrire TU 2.

Din diagrama etalon de funcþionare pentru ventilul de cântãrire TU 2 se obþine presiunea: pT15t = 3,975 bar II. Calculul performanþelor de frânare ale vagonului furgon a) Date iniþiale de calcul – Tara vagonului T = 27,5 t – Încãrcãtura maximã I = 15 t – Tara + încãrcãtura T + I = 42,5 t – Viteza maximã V = 160 km/h – Numãr de osii 4 – Diametrul roþii noi Dn = 840 mm – Diametrul roþii uzate Du = 794 mm – Tipul frânei KE–GPR–D–A – Tipul cilindrului de frânã: 8 buc. KNORR TIP UB 10 × 13 R8 – Suprafaþa pistonului cilindrului de frânã Ac = 510,7 cm – Forþa arcului de readucere a pistonului fr = 1.500 N – Tipul distribuitorului KES cu Dü 21c/1,27 (CR, CP = 3,8/3 bar) – Tipul releului de presiune RR2–FKE 39 – Ventilul de reglare TU 2 – Coeficientul de frecare mediu dintre garniturã ºi disc µd = 0,35 – Coeficientul de frecare mediu între roatã ºi ºinã µa = 0,13 Presiunea maximã în cilindrul de frânã ºi RR2: – regimul de frânare persoane “P”: pcp = 3 bar – regimul de frânare rapid “R”: pcr = 3,8 bar – randamentul timoneriei de frânã h = 0,95 – raportul de amplificare pe un cleºte: i = 2,22 a = 158 mm b = 142 mm – numãr discuri pe vagon n=8 b) Metodologia de calcul a performanþelor de frânare Determinarea forþei maxime de apãsare pe garniturã Pd, a fost fãcutã la punctul I de mai sus. S-a þinut cont de limitãrile frânei cu disc din punct de vedere al aderenþei ºi a rezistenþei de sfãrâmare a garniturilor. Realizarea forþelor de apãsare pe portgarniturã, Pd, se face pe baza presiunilor din cilindrul de frânã.

Presiunile maxime din cilindrul de frânã în cazul utilizãrii echipamentului de frânã KE–GPR–D–A sunt de: pcp = 3 bar pentru regimul “P” ºi pcr = 3,8 bar pentru regimul “R” Pentru calculul presiunilor aerului în cilindrul de frânã în cazul utilizãrii frânei proporþionale cu încãrcãtura s-a pornit de la presiunile maxime din cilindrii de frânã care trebuie sã asigure drumurile de frânare ºi procentele de frânare corespunzãtoare situaþiei încãrcãrii maxime. În continuare, pentru alte stãri de încãrcãri, pânã la situaþia de vagon gol, fiind frânã progresivã cu încãrcãtura, drumul de frânare ºi procentul de frânare trebuie sã fie constante. c) Calculul frânei pentru vagon în regim “P” Calculul frânei pentru un vagon cu încãrcãtura maximã de 15 t Presiunea în cilindrul de frânã pcp pcp 15 t = 3 bar Presiunea în ventilul de reglare TU 2 pT 15 t = 3,975 bar conform pct. I subpunctul g. Forþa la tija pistonului Fcp (KN) Fcp 15 t = 510,7 · 3 · 10 – 1.500 = 13,821 KN Forþa de frecare cumulatã pe un disc Fd (KN) Fd15 t = Fcp 15 t · i · n = 13,821 · 2,22 · 0,95 = 29,148 KN Forþa totalã de frânare FD (KN) FD 15 t = n · Fd 15 t = 8 · 29,148 = 233,184 KN (183) Masa frânatã B (t) F × K × rm × 2 (184) B15 t = D15 t Du × g K = 4,33 – Knorr Handbuch, pag. 104, ediþia 1990. Înlocuind numeric: 233,184 × 4, 33 × 203, 2 B15 t = = 52, 628 t 794 × 9, 81 Procentul de masã frânatã (%) B15 t l15 t = × 100 (185) T+I 52, 628 l15 t = × 100 = 123, 8% 42, 5

Procentul de frânare A (%) FD 15 t × 100 × rm × 2 233,184 × 100 × 203 × 2 A15 t = = = 28, 6% (T + I ) × Du × g 42,5 + 794 × 9, 81

(186)

Drumul de frânare S (m) S15 t

3, 93 × r × V 2 V ×t = + 10 × A15 t × m d + W + i 7, 2

(formula de la München din Knorr Handbuch, e- (187) diþia 1990, pag. 111)

V = 120 km/h – pentru regim “P”; r = 1,05 – factor pentru masele în miºcare de rotaþie; µd = 0,35; W = 2; imax = 8‰ (SNCFR a adoptat principiul de calcul conform cãruia drumul de frânare se calculeazã pentru o pantã de 8‰); t = 5 s – timpul de umplere al cilindrului de frânã pânã la atingerea a 95% din presiunea maximã pentru echipamentul KNORR. 3, 93 × 1, 05 × 120 2 120 × 5 + = 714,1 m = 715 m S15 t = 10 × 28, 6 × 0, 35 + 2 - 8 7, 2 Verificarea aderenþei Du (188) ³ ×Fd 15 t × m d × rm 2 42, 5 42, 5 Qr = ×g= × 9, 81 = 51,115 KN 8 8 794 52,115 × 0,13 × ³ 29,148 × 0, 35 × 203 2 2767 . ³ 2.071 (Nm) Deci se verificã la aderenþã. Qr × m a ×

Deceleraþia momentanã am (m/s) FDr 15 t a m 15 t = W15 t

(189)

unde: FDr – forþa de frânare raportatã la diametrul de rulare (N); W – masa de frânat (kg); W15 t = 42,5 t = 42.500 kg.

2r m 2 × 203 = 233.184 × 0, 35 × = 41732 . N 794 Dn 41.732 a m 15 t = = 0, 98 m/s 2 42. 500

FDr 15 t = FD 15 t × m d ×

Deceleraþia medie amed (m/s2) am a med = conform Knorr Handbuch, (190) (2 t 0 + t1 ) × a m pag. 87 1+ V am – deceleraþia momentanã; t0 = 1 s – timpul de pregãtire al frânei pneumatice; t1 @ 5 s – timpul de umplere al cilindrului de frânã pânã la atingerea a 95% din presiunea maximã; V – viteza de circulaþie (m/s). 0, 98 0, 98 × 33, 33 a med 15 t = = = 0, 804 m/s2 < 1 m/s2 (2 + 5) × 0, 98 33, 33 + 7 × 0,98 1+ 33, 33 Calculul frânei pentru un vagon încãrcat cu 10 tone Conform principiului de calcul se impune A @ ct. Se adoptã: A = 28,6%. Presiunea în ventilul de reglare TU 2 pr = 3,15 bar conform pct. I subpunctul g. Forþa totalã de frânare FD 10 t × 100 × rm × 2 A10 t (T + I ) × Du × g A10 t = = FD 10 t = (T + I ) × Du × g 100 × rm × 2 28, 6 × 37, 5 × 794 × 9, 81 Fd 10 t = = 205,76 KN 100 × 203 × 2 Forþa de frecare cumulatã pe un disc FD 10 t 205,76 Fd 10 t = = = 25,72 KN n 8 FD 10 t = 25,72 KN Forþa la tija pistonului cilindrului de frânã Fd 10 t 25,72 Fcp 10 t = = = 12,195 KN i×h 2, 22 × 0, 95

Fcp 10 t = 12,195 KN Presiunea în cilindrul de frânã Fcp 10 t = Ac × p cp 10 t × 10 - fr (N) Fcp 10 t + fr 12,195 + 1. 500 p cp 10 t = = = 2, 68 bar Ac × 10 510,7 × 10 deci: pcp10 t = 2,68 bar Drumul de frânare S (m) Din condiþia impusã prin principiul de calcul, drumul de frânare în acest caz este: S = 715 m Verificarea aderenþei D Qr × m a × u ³ Fd 10 t × m d × rm 2 37, 5 37, 5 Qr = ×g= × 9, 81 = 45, 984 KN 8 8 Înlocuind numeric: 794 ³ 2572 , × 0, 35 × 203 (Nm) 2 2. 373, 23 ³ 1. 827, 4 (Nm) Deci condiþia de aderenþã este verificatã. Masa frânatã B (t) FD 10 t × K × rm × 2 205,76 × 4, 33 × 203, 2 B10 t = = = 46, 439 t Du g 794 × 9, 81 45, 984 × 0,13 ×

Procentul de masã frânatã (%) B10 t 46, 439 l10 t = × 100 = × 100 = 123, 8% 37, 9 T+I Deceleraþia momentanã am (m/s2) FDr 10 t a m 10 t = W10 t W10 t = 37, 5 t = 37. 500 kg

2rm 2 × 203 = 205.750 × 0, 35 × = 35. 824 N Du 794 35. 824 a m 10 t = = 0, 955 m/s2 37. 500

FDr 10 t = FD 10 t × m d ×

Deceleraþia medie amed (m/s2) a m 10 t (2 t 0 + t1 ) × a m 10 t 1+ V t0 – 1 s timpul de pregãtire al frânei pneumatice pentru frâne cu comandã pneumaticã; t1 – 5 s timpul de umplere al cilindrului de frânã pânã la atingerea a 95% din presiunea maximã; V = 120 km/h = 33,33 m/s. 0, 955 a med 10 t = = 0,795 m/s2 < 1 m/s2 (2 + 5) × 0, 955 1+ 33, 33 a med 10 t =

Calculul frânei pentru un vagon încãrcat cu 5 tone Conform principiului de calcul A = 28,6%. Presiunea în ventilul de reglare TU 2 pT 5 t = 2,325 bar conform pct. I subpunctul g. Forþa totalã de frânare FD 5 t × 100 × rm × 2 A (T + I ) × Du × g A5 = ; FD 5 t = st (T + I ) × Du × g 100 × rm × 2 28, 6 × 32, 5 × 794 × 9, 81 FD 5 t = = 178, 325 KN 100 × 203 × 2 FD 5 t = 178, 325 KN Forþa de frecare cumulatã pe un disc FD 5 t 178, 325 Fd 5 t = = = 22, 29 KN n 8 Forþa la tija pistonului cilindrului de frânã Fd 5 t 22, 29 FCP 5 t = = = 10, 569 KN i × h 2, 22 × 0, 95

Presiunea în cilindrul de frânã PCP 5 t

FCP 5 t = Ac · pCP 5 t · 10 – fr (N) FCP 5 t + fr 10. 569 + 1. 500 = = = 2, 36 bar Ac × 10 510,7 × 10

deci: pCP 5 t = 2,36 bar Drumul de frânare S (m) Din condiþia impusã prin principiul de calcul drumul de frânare este: Verificarea aderenþei

S5 t = 715 m

Du ³ Fd 5 t × m d × rm 2 32, 5 32, 5 Qr = ×g= × 9, 81 = 39, 853 KN n 8 794 39, 853 × 0,13 × = 22, 29 × 0, 35 × 203 2 2. 056, 8 ³ 1. 583,7 (Nm) Deci condiþia de aderenþã este verificatã. Masa frânatã B (t) FD 5 t × K × rm × 2 B5 t = Du × g 178, 325 × 4, 33 × 203 × 2 B5 t = = 40, 247 t 794 × 9, 81 Qr × m a ×

Procentul de masã frânatã (%) B5 t × 100 (%) l5 t = T+I 40, 247 l5 t = × 100 = 1238 , % 32, 5 Deceleraþia momentanã am (m/s2) FDn 5 t am 5 t = W5 t

W5t = 32,5 t = 32.500 kg 2r FDr 5 t = FD 5 t × m d m Du 2 × 203 N FDr 5 t = 178.325 × 0, 35 × = 31914 . 794 31. 914 am 5 t = = 0, 982 m/s2 31. 500 Deceleraþia medie amed (m/s2) a med 5 t =

am 5 t (2 t 0 + t1 ) × a m 5 t 1+ V

t0 – 1 s; t1 – 5 s; V = 120 km/h = 33,33 m/s. 0, 982 a med 5 t = = 0, 814 m/s2 < 1 m/s2 (2 + 5) × 0, 982 1+ 33, 33 a med 5 t = 0, 815 m/s2 Calculul frânei pentru vagon gol Conform principiului de calcul Ag = 28,6%. Presiunea în ventilul de reglare TU 2 pvg = 1,5 bar conform pct. I subpunctul g. Forþa totalã de frânare FDg × 100 × rm × 2 Ag × T × Du × g Ag = ; FDg = T × Du × g 100 × rm × 2 28, 6 × 27, 5 × 794 × 9, 81 FDg = = 150, 89 KN 100 × 203 × 2 Forþa de frecare cumulatã pe un disc Fdg 150, 89 Fdg = = = 18, 861 KN n 8 Forþa la tija pistonului cilindrului de frânã Fdg 18, 861 FCPg = = = 8, 943 KN i × h 2, 22 × 0, 95

Presiunea în cilindrul de frânã pCPg

FCPg = Ac × pCPg × 10 - fr (N) FCPg + fr 8. 943 + 1. 500 = = = 2, 04 bar Ac × 10 510,7 × 10

deci: pCPg = 2,04 bar Drumul de frânare S (m) Din condiþia impusã prin principiul de calcul drumul de frânare este: Sg = 715 m Verificarea aderenþei D Qr × m × u ³ Fdg × m d × rm 2 27, 5 T Qr = × g = × 9, 81 = 33,722 KN n 8 794 33,722 × 0,13 × ³ 18, 861 × 0, 35 × 203 2 (Nm) 1.740, 4 > 1340 . Deci condiþia de aderenþã este verificatã. Masa frânatã B (t) FDg × K × rm × 2 Bg = Du × g 150, 89 × 4, 33 × 203 × 2 Bg = = 34, 055 t 794 × 9, 81 Procentul de masã frânatã (%) Bg lg = ×100 (%) T 34, 055 lg = × 100 = 123, 8 (%) 27, 5 Deceleraþia momentanã am (m/s2) FDrg a mg = Wg

Wg = 27, 5 t = 27. 500 kg 2r 2 × 203 FDrg = FDg × m d × m = 150. 890 × 0, 35 × = 27. 004 N Du 794 27. 004 a mg = = 0, 982 m/s2 27. 500 Deceleraþia medie amed (m/s2) a mg a medg = (2 t 0 + t1 ) × a mg 1+ V t0 = 1 s; t1 = 5 s; V = 120 km/h = 33,30 m/s. 0, 982 a medg = = 0, 814 m/s2 < 1 m/s2 (2 + 5) × 0, 982 1+ 33, 33 amedg = 0,814 m/s2 d) Calculul frânei pentru vagon în regim “R”. Calculul frânei pentru vagon cu încãrcare maximã. Presiunea în cilindrul de frânã pCR bar pCR15 = 3,8 bar Pentru situaþia încãrcãrii maxime a vagonului, presiunea în cilindru trebuie sã fie maximã. Presiunea în ventilul de reglare TU 2 pT15 t = 3,975 bar conform punct g. Forþa la tija pistonului FCR (KN) FCR15 t = Ac · pCR15 t · 10 – fr FCR15 t = 510,7 · 3,8 · 10 – 1.500 = 17,906 KN Forþa de frecare cumulatã pe un disc Fd (KN) Fd15 t = FCR15 t · i · h = 17,906 · 2,22 · 0,95 = 37,765 KN Forþa de frânare totalã FD (KN) FD 15 t = n · Fd15 t = 8 · 37,765 = 320,12 KN Masa frânatã B (t) FD 15 t × K × rm × 2 302,12 × 4, 33 × 203, 2 B15 t = = = 68,187 t Du × g 794 × 9, 91

Procentul de masã frânatã B15 t × 100 (%) T+I 68,187 = × 100 = 160, 4 (%) 42, 5

l15 t = l15 t

Procentul de frânare A (%) FD 15 t × 100 × rm × 2 A15 t = (T + I ) × Du × g 302,12 × 100 × 203 × 2 A15 t = = 37% A15 t = 37% 42, 5 × 794 × 9, 81 Drumul de frânare S (m) S15 t =

393 , ×r×V 2 v×t + 10 × A15 t × m a + W ± i 7, 2

V = 160 km/h = 44,44 m/s – viteza de circulaþie; r = 1,05 – factor pentru masele în miºcare de rotaþie; µd = 0,35 – coeficientul de frecare frânã–disc; W = 2; imax = 8% – declivitate; t = 5 sec – timpul de umplere al cilindrului de frânã pânã la atingerea 95% din presiunea maximã; Înlocuim numeric: 3, 93 × 1, 05 × 1602 160 × 5 S15 t = + = 966, 5 m 10 × 37 × 0, 35 + 2 - 8 7, 2 S15 t = 966 m Verificarea aderenþei Du ³ Fd 15 t × m d × rm 2 42, 5 T+I Qr = ×g= × 9, 81 = 52,115 KN n 8 794 52,115 × 0,13 × ³ 37,765 × 0, 35 × 203 2 2.767 ³ 2. 683 (N · m) Deci condiþia de aderenþã este verificatã. Qr × m a ×

Deceleraþia momentanã am (m/s2) FDr 15 t a m 15 t = W15 t FDR 15 t = FD 15 t

W15 t = 42, 5 t = 42. 500 kg r 2 × 203 × m d × m = 302 × 120 × 0, 35 × = 54.069 N Du 794 54. 069 a m 15 t = = 1, 272 m/s2 42. 500

Deceleraþia medie amed (m/s2) a m 15 t (2 t 0 + t1 ) a m 15 t 1+ V t1 = 5 s V = 44,44 m/s; t0 = 1 s; 1, 272 a med 15 t = = 1, 059 m/s2 @ 1 m/s2 (2 + 5) × 1, 272 1+ 44, 44 a med 15 t =

Calculul frânei pentru un vagon cu încãrcarea: I = 10 t Conform principiului de calcul A10 t = 37%. Presiunea în ventilul de reglare TU 2 PT10 t = 3,15 conform pct. I subpunctul g. Forþa totalã de frânare Fd 10 t × 100 × rm × 2 A10 t × (T + I ) × Du × g A10 t = ; FD 10 t = (T + I ) × Du × g 100 × rm × 2 37 × 37, 5 × 794 × 9, 81 FD 10 t = = 266,193 KN 100 × 203 × 2 FD 10 t = 266,193 KN Forþa de frecare cumulatã pe un disc FD 10 t 26, 193 Fd 10 t = = = 33, 274 KN n 8 Fd 10 t = 33,274 KN

Forþa la tija pistonului cilindrului de frânã Fd 10 t 33, 274 FCR 10 t = = = 15,777 KN i×h 22, 2 × 0,95 Presiunea în cilindrul de frânã FCR 10 t = Ac · pCR 10 t · 10 – fr (N) FCR 10 t + fr 15,777 + 1. 500 pCR 10 t = = = 3, 38 bar Ac × 10 510,7 × 10 pCR 10 t = 3,38 bar Drumul de frânare S (m) Din condiþia impusã prin principiul de calcul, drumul de frânare este: Verificarea aderenþei

S10 t = 966 m

Du ³ Fd 10 t × m d × rm 2 37, 5 (T + I ) Qr = ×g= × 9, 81 = 45, 984 KN n 8 794 45, 984 × 0,13 × ³ 33, 274 × 0, 35 × 203 2 2. 373, 23 ³ 2. 364 (Nm) Masa frânatã B (t) FD 10 t × K × rm × 2 266,193 × 4, 33 × 203 × 2 B10 t = = = 60, 078 t Du × g 794 × 9, 81 Qr = m a ×

Procentul de masã frânatã (%) B10 t l10 t = × 100 (%) T+I 60, 078 l10 t = × 100 = 160, 2 (%) 37, 5 Deceleraþie momentanã am (m/s2) FDr 10 t a m 10 t = W10 t W10 t = 37, 5 t = 37. 500 kg

2rm Du 2 × 203 FDr 10 t = 266 × 193 × 0, 35 × = 47. 640 N 794 47. 640 a m 10 t = = 1, 27 m/s2 37. 500 Deceleraþie medie amed (m/s2) a m 10 t a med 10 t = (2 t 0 + t1 ) a m 10 t 1+ v t0 = 1 s; t1 = 5 s; V = 160 km/h = 44,44 m/s. 1, 27 a med 10 t = = 1, 058 @ 1 m/s2 (2 + 5) × 1, 27 1+ 44, 44 Calculul frânei pentru un vagon cu încãrcarea I = 5 t Conform principiului de calcul A5 t = 37%. Presiunea în ventilul de reglare TU 2 pT 5 t = 2,325 bar conform pct. I subpunctul g. Forþa totalã de frânare FD 5 t × 100 × rm × 2 A5 t × (T + I ) × Du × g ; A5 t = FD 5 t = (T + I ) × Du × g 100 × rm × 2 Înlocuind numeric obþinem: 37 × 32, 5 × 794 × 9, 81 FD 5 t = = 230,7 KN 100 × 203 × 2 Forþa de frecare cumulatã pe un disc FD 5 t Fd 5 t = n 230,7 Fd 5 t = = 28, 838 KN 8 Forþa la tija pistonului cilindrului de frânã Fd 5 t 28, 838 FCR 5 t = = = 13, 674 KN i × h 22, 2 × 0,95 FDR 10 t = FD 10 t × m a ×

Presiunea în cilindrul de frânã FCR 5 t = Ac · pCR 5 t · 10 – fr; pCR 5 t =

pCR 5 t =

FCR 5 t + fr Ac × 10

13. 674 + 1. 500 = 2, 97 bar 510,7 × 10 pCR 5 t = 2,97 bar

Drumul frânare S (m) Din condiþia impusã prin principiul de calcul drumul de frânare este: Verificarea aderenþei

S5 t = 966 m

Du ³ Fd 5 t × m d × rm 2 32, 5 (T + I ) Qr = ×g= × 9, 81 = 39, 853 KN n 8 794 39, 853 × 0,13 × ³ 28, 838 × 0, 35 × 203 2 2. 056, 8 ³ 2. 049 (Nm) Deci condiþia de aderenþã este verificatã. Masa frânatã B (t) FD 5 t × K × rm × 2 B5 t = Du × g 230,7 × 4, 33 × 203 × 2 B5 t = = 52, 068 t 794 × 9, 81 Qr = m a ×

Procentul de masã frânatã (%) B5 t l5 t = × 100 (%) T +l 52, 068 l5 t = × 100 = 160, 2 % 32, 5 Deceleraþia momentanã am (m/s2) FDr 5 t am 5 t = W5 t

W5 t = 32, 5 t = 32.500 kg r ×2 FDR 5 t = FD 5 t × m d × m Du Înlocuim numeric: FDr 5 t = 230.700 × 0, 35 × am 5 t =

2 × 203 = 41. 288 N 794

41. 288 = 1, 27 m/s2 32. 500

Deceleraþia medie amed (m/s2) a med 5 t =

am 5 t (2 t 0 + t1 ) × a m 5 t 1+ V

t0 = 1 s; t1 = 5 s; V = 160 km/h = 44,44 m/s. 1, 27 a med 5 t = = 1, 058 @ 1 m/s2 (2 + 5) × 1, 27 1+ 44, 44 Calculul frânei pentru vagon gol Conform principiului de calcul: Ag = 37% Presiunea în ventilul de reglare TU2 PTg = 1,5 bar conform pct. g. Forþa totalã de frânare FDg × 100 × rm × 2 Ag × T × Du × g Ag = ; FDg = T × Du × g 100 × rm × 2 37 × 27, 5 × 794 × 9, 81 FDg = = 195, 208 KN 100 × 203 × 2 Forþa de frecare cumulatã pe un disc FDg 195, 208 Fdg = = = 24, 4 KN n 8

Forþa la tija pistonului cilindrului de frânã Fdg 24, 4 FCRg = = = 11, 57 KN i × h 22, 2 × 0, 95 Presiunea în cilindrul de frânã FCRg = Ac · pCRg · 10 – fr;

pCRg =

FCRg + fr Ac ×10

11. 570 + 1. 500 pCRg = 2,56 bar = 2, 56 bar; 510,7 × 10 Drumul de frânare S (m) Din condiþia impusã prin principiul de calcul drumul de frânare este: Sg = 966 m Verificarea aderenþei D Qr = m a × u ³ Fdg × m d × rm 2 27, 5 l Qr = × g = × 9, 81 = 33,722 KN n 8 794 33,722 × 0,13 × ³ 24, 4 × 0, 35 × 203 2 17, 40 ³ 17336 . , (Nm) Deci condiþia de aderenþã este verificatã. Masa frânatã B (t) FDg × K × rm × 2 Bg = Du × g 195, 208 × 4, 33 × 203 × 2 Bg = = 44, 058 t 794 × 9, 81 Procentul de masã frânatã (%) Bg lg = ×100 % T 44, 058 lg = × 100 = 160, 2 % 27, 5 Deceleraþia momentanã am (m/s2) FDnp a mg = Wg pCRg =

FDrg

Wg = 27, 5 t = 27. 500 kg 2r 2 × 203 = FDg × m r × m = 195. 208 × 0, 35 × = 34. 936 (N) Du 794 34. 936 a mg = = 1, 27 m/s2 27. 500

Deceleraþia medie amed (m/s2) Cum relaþia ºi valorile de calcul sunt aceleaºi cu cele de la cazul amed 5 t se obþine: amedg = 1,058 m/s2 @ 1 m/s2 Principalele rezultate obþinute la calculul frânei cu disc al vagonului furgon sunt date în tabelul 14.

În cadrul fiºei UIC 544.1, capitolul “Determinarea masei frânate pentru vagoane de marfã” sunt date calculele standardizate pentru frânã cu saboþi din fontã tip P10 pentru vagoane de marfã cu timonerie clasicã. Pentru situaþia timoneriilor clasice sau a utilizãrii unor materiale de frecare diferite de cele folosite la saboþii din fontã P10 nu s-au întocmit în cadrul ERRI sau UIC metode de calcul. Metodele de calcul folosite de diverºi producãtori de vagoane de marfã sau de regulã inspirate de calculele standardizate din fiºa UIC 544.1. Tabelul 14 Presiunea în cilindrul de frânã pc (bar)

Forþa la tija cilindrului de frânã Fc (N)

pCP gol = 2,04

FCP gol = 8.943

pCR gol = 2,56

FCR gol = 11.570

pCP 5 t = 2,36

FCP 5 t = 10.569

pCR 5 t = 2,97

FCR 5 t = 13.647

pCP 10 t = 2,58

FCP 10 t = 12.195

pCR 10 t = 3,38

FCR 10 t = 15.777

pCP 15 t = 3,00

FCP 15 t = 13.821

pCR 15 t = 3,80

FCR 15 t = 17.906

Presiunea în ventilul de reglare TU 2 pT (bar) pT gol = 1,5 pT 5 t = 2,325 pT 10 t = 3,15 pT 15 t = 3,975

În fiºa UIC 544.1 calculele standardizate pentru vagoane de marfã cu timonerie clasicã ºi acþiune simetricã asupra roþilor nu conþin calcule referitoare la: – determinarea poziþiei levierelor verticale; – determinarea lungimii barelor de tracþiune ºi de egalizare; – determinarea lungimii barelor de tracþiune ºi de egalizare. În continuare se vor prezenta calculele de mai sus pentru un vagon de marfã pe 4 osii. a) Determinarea poziþiei levierelor orizontale Poziþia levierelor orizontale de la timoneria centralã, cu reglare automatã se stabileºte în funcþie de jocul dintre saboþi ºi roþi, de uzura saboþilor, bandajelor ºi articulaþiilor timoneriei, cum ºi de elasticitatea acesteia. Þinând seama de aceºti parametri, cotele x ºi y se determinã pentru poziþia schimbãtorului de frânã “Încãrcat” cu ajutorul relaþiilor (49) ºi (50) dupã cum urmeazã (vezi ºi figura 50): u A b y = Cm - i0 æç 1 - eö÷ + × 1 è2 ø 2 a1 a + b1 x = Cm × 1 -y a1 în care: Cm – este cursa medie a pistonului cilindrului de frânã (Cm = 125 mm); i0 – raportul de amplificare a timoneriei osiilor unui boghiu (i0 = 4); e – lungirea elasticã a timoneriei raportatã la axa triunghiularã (la vagoane pe patru osii se ia în medie e = 4,5); u1 – uzura elementelor timoneriei ce poate fi compensatã de regulator între douã revizii periodice (u1 = 67); A – cursa în gol a pistonului necesarã aplicãrii saboþilor pe roþi (se calculeazã cu ajutorul relaþiei (51). Cu aceste date rezultã: a 585 A = 2 × i0 × 1 × i = 2 × 4 × × 8 = 90 mm b1 415 67 90 415 y = 125 - 4 æç - 4, 5ö÷ + × = 41 mm è2 ø 2 585 1000 . ö - 41 = 172 mm x = 125æç ÷ è 585 ø

b) Determinarea poziþiei levierelor verticale Poziþia levierelor verticale de la timoneria osiilor unui boghiu se determinã astfel încât la uzura medie a elementelor timoneriei, levierele sã fie perpendiculare pe barele de conexiune. Þinând seama de aceastã condiþie, se poate determina valoarea cotelor Z1, Z2 ºi Z4 (vezi figura 53) cu ajutorul relaþiilor (53), (54), (55) ºi (56). d u Z 1 = + n - æç m + e + ö÷ è 2 2ø u Z 2 = Z 1 - i0 æç j + e + ö÷ è 2ø d Z4 = + j + n - m - c 2 u c = (1 + i0 ) × æç j + e + 2 ö÷ è 2ø Z3 = Z1 + Z 2 - Z 4 în care: d – este diametrul roþii în stare nouã (d = 1.000 mm); n – distanþa de la centrul cepului axei triunghiulare pânã la talpa sabotului (din STAS 109 rezultã n = 145 mm); m – distanþa de la centrul cepului axei triunghiulare pânã la centrul articulaþiei acesteia cu levierul vertical (din STAS 2.424 rezultã m = 375 mm); i0 – raportul de amplificare al timoneriei unui boghiu (i0 = 4); u – uzura totalã a saboþilor, bandajelor ºi articulaþiilor timoneriei care se calculeazã cu relaþia 52 (u = 105 mm); e – lungirea elasticã a timoneriei (e = 4,5 mm); u2 – uzura saboþilor, bandajelor ºi articulaþiilor timoneriei care apare între douã revizii periodice dupã restrunjirea bandajelor (u2 = 73 mm). Înlocuind aceste date în relaþiile de mai sus se obþine: 1000 . 105ö Z1 = + 145 - æç 375 + 4, 5 + ÷ = 213 mm è 2 2 ø Z 2 = 213 -

4æ 105ö ç 8 + 4,5 + ÷ = 83 mm 2è 2 ø

73 c = (1 + 4 ) × æç 8 + 4,5 + ö÷ = 245 mm è 2ø

Z4 =

1000 . + 8 + 145 - 375 - 245 = 33 mm 2 Z 3 = 213 + 83 - 33 = 263 mm

c) Determinare lungimii barelor de tracþiune Lungimea barelor de tracþiune care leagã timoneria centralã cu timoneria osiilor depinde de distanþa dintre pivoþii boghiurilor (ampatamentul vagonului) ºi de poziþia relativã a cilindrului de frânã faþã de aceºtia (vezi figura 55). Distanþa dintre osiile interioare ale boghiurilor este datã de relaþia: Lt = L + L1 + L2 = a – p = 10.000 – 2.000 = 8.000 mm în care: L – este distanþa de la axa gãurii din tija pistonului pânã la axa gãurii suportului fix (pentru cilindrul de frânã de14 ¢¢ din tabelul dat la pct. 1.2, 3.5 subpct. b, L = 848 mm; L1 – distanþa de la axa gãurii din tija pistonului pânã la axa osiei din stânga; L2 – distanþa de la axa gãurii suportului fix pânã la axa osiei din dreapta; a ºi p – ampatamentul vagonului ºi, respectiv, boghiului. Distanþa L1 se alege în funcþie de tipul regulatorului de timonerie utilizat ºi este datã de relaþia: L1 = Z + O + Lr + y în care: Z4 – este distanþa de la axa osiei pânã la axa gãurii din capãtul levierului vertical (capul barei de tracþiune). Pentru exemplul dat Z = 33 mm; O – distanþa de la axa gãurii din capul barei de tracþiune pânã la reperul de pe bara de reglare care indicã lungimea totalã a regulatorului. Aceastã distanþã se alege constructiv dupã ce se stabileºte poziþia cilindrului de frânã pe ºasiu (se alege O = 1.000 mm); Lr – lungimea totalã a regulatorului de timonerie când acesta este deºurubat complet (se alege regulatorul SAB tip DA 2 cu Lr = 1.995 mm); y – cota care indicã înclinarea levierului orizontal al tijei pistonului (y = 41 mm). Cu aceste date rezultã:

L1 = 33 + 1.000 + 1.995 + 41 = 3.069 mm L2 = 8.000 – (3.069 + 848) = 4.083 mm Lungimea celor douã bare se determinã cu ajutorul relaþiilor (59) ºi (60): Ls = 3.069 – (41 + 33) = 2.995 mm Ld = 4.083 – (172 + 33) = 3.878 mm d) Determinarea lungimii barelor de egalizare Lungimea barelor de egalizare de la timoneria osiilor se determinã cu ajutorul relaþiei: 2 · Z1 = 2 · 213 = 426 mm Lungimea barei de tracþiune de a timoneria centralã este datã de relaþia: L + Cm = 848 + 125 = 973 mm Lungimea saniei este datã de relaþia (57), ºi anume: 1s = 2.000 – (83 + 263) = 1.654 mm

Tip frânã Distribuitor de aer Cilindrul de frânã Releul de presiune Volumul rezervorului R de aer Regulator de timonerie Tipul portsabot Numãrul portsaboþilor Cursa pistonului Numãrul osiilor Dimensiunile levierelor Raport amplificare timonerie Presiunea maximã în cilindrul de frânã Suma forþelor de apãsare pe portsabot mãsurate în mers Forþa de apãsare pe un portsabot mãsuratã în mers Masa frânatã înscrisã pe vagon

KE–GP–A (K) KE 2d SL... 1 × 12¢¢ pe un vagon 1 × RLV... 100 l 1 × DRV2A–600 pe vagon Bgu 2 × 250 16 cca 100±10 mm 4 Gol Valori maxime Încãrcat 380/320 9,5 1,4 bar 3,8 bar 3,8 bar 53 KN 187 KN 187 KN 3,3 KN 11,7 KN 11,7 KN MAX 58 t

Tip frânã Distribuitor de aer Cilindrul de frânã Releul de presiune Volumul rezervorului de aer R Regulator de timonerie Tipul portsabot Numãrul portsaboþilor Cursa pistonului Numãrul osiilor Masa vagonului Dimensiunile levierelor Raport amplificare al timoneriei Presiunea maximã în cilindrul de frânã Suma forþelor de apãsare pe un portsabot mãsurate în mers Forþa de apãsare pe un portsabot mãsuratã în mers Masa frânatã înscrisã pe vagon

KE–GP–A (K) KE 2d SL... 1 × 12¢¢ pe un vagon 1 × RLV... 100 l 1 × DRV2A–600 pe vagon Bgu 2 × 250 16 cca 100±10 mm 4 Gol Forþa max. de frânã Încãrcat 20 t 72 t 80 t 420/280 12 1,15 bar 3,8 bar 3,8 bar 53 KN

239 KN

239 KN

3,3 KN

15 KN MAX 72 t

15 KN

FRÂNAREA ELECTRICÃ

289

Capitolul 5 u

DINAMICA FRÂNÃRII TRENURILOR

Dinamica frânãrii are ca obiect studiul acþiunilor dinamice exercitate asupra materialului rulant cu ocazia frânãrii, precum ºi cercetarea cauzelor care provoacã aceste acþiuni. În mod concret, dinamica frânãrii se reduce la cele ce urmeazã: a. în timpul frânãrii, forþa de apãsare a saboþilor asupra roþilor trenului nu apare instantaneu, ci în mod progresiv, mãrindu-se mai mult sau mai puþin treptat, de la zero pânã la maximum. Dat fiind însã cã trenul este compus din mai multe unitãþi independente, care nu sunt legate rigid între ele, este natural ca trenul sã fie supus în unele pãrþi compresiunilor dinamice, iar în alte pãrþi – întinderii, din care cauzã apar în tren ºocuri ºi smucituri; b. se înþelege de la sine cã la un tren care stã pe loc, acþionarea frânei nu poate provoca nici un fel de reacþiuni în aparatele de legare. Numai la un tren în miºcare, care dispune de o anumitã rezervã de energie cineticã, pot avea loc, în timpul frânãrii, eforturi dinamice, care se ºi observã în realitate. Înseamnã deci, cã în afarã de cauza arãtatã mai sus, care provoacã reacþiuni ºi constã în funcþionarea neuniformã ºi nesimultanã a frânelor trenului, se mai impune condiþia ca trenul sã fie în miºcare; viteza mare nu este obligatorie, dimpotrivã, cu cât viteza este mai micã cu atât ºocurile ºi smuciturile sunt mai mari. c. în sfârºit, mai existã ºi o a treia condiþie hotãrâtoare pentru ca sã aparã reacþiuni în tren ºi anume lungimea lui. În trenurile scurte reacþiile sunt slabe ºi nu se observã. În trenuri lungi însã reacþiile pot atinge valori periculoase, pentru starea materialului rulant. Pentru mai multã claritate este de folos a se examina mai amãnunþit ansamblul de fenomene care se petrec în timpul frânãrii. La frânarea unui tren care se miºcã în virtutea inerþiei pe o linie în palier, energia lui cineticã scade datoritã scãderii vitezei. Dat fiindcã dupã legea conservãrii, aceasta nu poate sã disparã, ci poate numai sã se trans-

forme într-o altã formã, în cazul de faþã ea se transmite, prin intermediul roþilor rulând pe ºine, la suprafaþa saboþilor sau garniturilor frânei cu disc unde se transformã în cãldurã, care, pânã la sfârºit, este cedatã ºi radiatã în mediul ambiant. Procesul acesta se desfãºoarã în diferite locuri ale trenului, cu intensitatea diferitã, în funcþie de forþa de apãsare a saboþilor de frânã sau garniturilor frânei cu disc. Pe de altã parte, osiile frânate nu sunt dispuse de-a lungul trenului, uniform ºi proporþional potrivit cu greutatea vagoanelor, iar forþele de frânare nu apar simultan la începutul frânãrii. De aceea, unele vagoane sau unele pãrþi ale trenului tind sã se miºte neuniform ºi anume: cu încetiniri direct proporþionale cu forþele de rezistenþã (suma forþelor de frânare ºi a rezistenþelor la înaintare) care revin pe tona de greutate a vagonului sau a pãrþii de tren. Cu alte cuvinte, dacã s-ar desface din tren pãrþile amintite ºi ar fi lãsate sã se miºte izolat, ele s-ar miºca cu încetiniri diferite; în tren însã, legate fiind unele de altele, ele trebuie sã se miºte cu aceeaºi vitezã comunã ºi cu încetinirea întregului tren, corespunzãtoare greutãþii lui ºi forþei de frânare totale. De aici rezultã clar cã în aparatele de tracþiune-legare ºi de ciocnire dintre vagoane trebuie sã se producã reacþiuni diferite, pentru a putea menþine toate vagoanele într-o miºcare comunã. Se înþelege cã în timpul acesta, surplusul de forþã de frânare pe care îl posedã unele pãrþi ale trenului, se transmite asupra altor pãrþi, a cãror forþã de frânare este suficientã, iar aceastã egalizare se face pe seama forþelor longitudinale, care iau naºtere în pãrþile respective ale trenului. Afarã de aceasta, aparatele de tracþiune-legare ºi ºasiurile vagoanelor, având fiecare un coeficient de elasticitate, dau la un loc un coeficient de elasticitate general, care poate provoca oscilaþii armonice. În cadrul trenurilor lungi ºi a forþelor de frânare mari, la apariþia oscilaþiilor armonice contribuie considerabil deformaþiile elastice longitudinale. Pe lângã cele descrise mai existã însã ºi alte fenomene. La vagoanele pe douã osii, forþa de frânare, aplicatã asupra roþilor în punctul lor de contact cu ºinele, dã naºtere unui moment de rãsturnare, faþã de centrul de greutate al vagonului. Acest moment încarcã osiile din faþã ºi le descarcã pe cele din urmã. La vagoanele cu patru osii, descãrcarea osiilor din urmã ale boghiurilor este mai pronunþatã, din cauzã cã ampatamentul boghiurilor fiind mic, momentul de rãsturnare faþã de pivot este mare. Forþe longitudinale apar ºi la slãbirea frânelor, când trenul se aflã încã în miºcare. Fenomenele dinamice se succed în cazul acesta în sens invers ºi cu mai puþinã violenþã, deoarece forþele de frânare sunt mai mici. ªocurilor care se produc la frânare, le corespund smucituri la slãbirea frânelor.

În practicã însã, slãbirea frânelor se face de cele mai multe ori numai dupã oprirea definitivã a trenului, când nu mai pot avea loc nici un fel de forþe longitudinale. Dacã totuºi se constatã, dupã oprirea trenului, unele urmãri ale forþelor longitudinale, de exemplu ruperea trenului, trebuie sã presupunem cã acestea s-au produs în ultimul moment, înainte de oprirea definitivã a trenului.

În timpul frânãrii, chiar dacã trenul merge încet, forþele longitudinale de compresie ºi de recul ajung uneori la o valoare foarte mare, putând provoca ruperea aparatelor de legare ºi de tracþiune, defectarea ºasiurilor sau a lonjeroanelor ºi chiar deraierea boghiurilor. În anul 1886, au început în America pentru prima datã experienþele de înzestrare a trenurilor de marfã cu frâne automate, de tipul celor folosite la trenurile de cãlãtori. Experienþele s-au efectuat cu un tren de 50 vagoane pe patru osii. A trebuit însã sã se renunþe la aceste experienþe chiar dupã primul parcurs, deoarece în timpul frânãrilor se produceau ºocuri atât de mari, încât se distrugea materialul rulant. Cu ocazia experienþelor de frânare fãcute în anul 1986 de cãtre CFR prin actualul REFER pentru ORE-UIC B 126.1 reacþiile sau forþele longitudinale din tren au atins în domeniul vitezelor mici (10-20 km/h) valori destul de mari, cu mult peste nivelul admisibil. S-a constatat cã cele mai mari forþe longitudinale de compresie apar în timpul frânãrilor rapide efectuate în domeniul vitezelor mici în zona de mijloc a trenului. Þinând seama de cele arãtate pânã aici, se vor examina în continuare mai întâi forþele longitudinale principale (cvasistatice), se va rezolva apoi problema privitoare la celelalte forþe longitudinale pur dinamice, dupã care se va face sinteza celor douã tipuri de forþe longitudinale. Cercetãri teoretice ºi experimentale [24-39] referitoare la valoare ºi caracterul forþelor longitudinale, s-au efectuat în SUA, Franþa, Germania, Japonia, ORE, ERRI, Austria, precum ºi în România. Cele mai multe din aceste lucrãri sunt bazate exclusiv pe procesele de oscilaþii armonice în tren. În acelaºi timp, problema este privitã în împrejurãri ideale, iar trenul este asimilat cu o barã elasticã, cãreia i se atribuie cauza tuturor reacþiilor dinamice. În realitate însã, elasticitatea longitudinalã a trenului are numai o importanþã relativã, permiþând anumite deformaþii în lungime. Având în vedere aceasta, este necesar sã se stabileascã întâi toate forþele care iau naºtere la frânarea trenului în regim static ºi apoi sã se

cerceteze manifestãrile lor dinamice. În sfârºit trebuie sã se gãseascã locurile de suprapunere localã, posibilã, a forþelor maxime, atât statice, cât ºi dinamice (comprimare sau întindere) ºi sã se admitã cã un asemenea caz poate avea loc, pentru ca astfel sã se stabileascã reacþia maximã posibilã în tren. Pentru stabilirea reacþiei maxime posibile ce poate apãrea în timpul frânãrii trenului, se admite ipoteza existenþei unei astfel de suprapuneri de forþe maxime.

Se ºtie cã legile privitoare la acþiunea forþelor, stabilite în staticã, se aplicã adesea ºi în dinamicã dat fiindcã statica este consideratã ca un caz particular al dinamicii. Aceasta ne dã posibilitatea sã privim aceleaºi forþe, o datã ca dinamice ºi altãdatã ca statice, în funcþie de condiþiile în care sunt examinate. Într-adevãr, dacã dinamica stabileºte legãtura între miºcare ºi acþiunile reciproce ale forþelor ºi maselor, este evident cã, în acest caz, forþele trebuie privite ca dinamice; examinând însã acþiunea reciprocã a forþelor ºi maselor, independent de miºcare, avem dreptul sã tratãm forþele ca statice. Dacã forþele exterioare, acþionând longitudinal asupra unui tren în miºcare, cresc astfel încât în fiecare moment existã un echilibru între ele ºi forþele interioare produse prin deformaþia longitudinalã a trenului, aceastã explicaþie a forþelor exterioare poate fi numitã staticã, iar forþele înseºi pur statice. Evident cã o asemenea situaþie este posibilã numai în cazul unei variaþii uniforme ºi foarte lente a forþelor care acþioneazã. În practicã, forþele de frânare, în majoritatea cazurilor se dezvoltã ºi cresc repede încã de la început. Atunci forþele interioare de deformaþie longitudinalã a trenului rãmân mai mici decât forþele exterioare, întrucât acestea sunt îndreptate parþial în direcþia formãrii energiei cinetice a acelor pãrþi de tren, care sub acþiunea lor, au cãpãtat o miºcare relativã. Aceleaºi forþe, interioare ºi exterioare, se egaleazã însã în momentul când deformarea trenului ajunge în echilibru, în care energia cineticã a diferitelor pãrþi de tren înceteazã sã mai creascã, prin urmare forþele se echilibreazã static. Aceastã stare, în momentul de echilibru, o vom numi poziþie de echilibru cvasi-static, iar forþele cvasi-statice. Adaosul “cvasi” ne aminteºte cã starea staticã este totuºi imaginarã. Realitatea este cã în sistemul

trenului, din cauza miºcãrii diferitelor pãrþi ale lui, deformaþia nu se opreºte la o anumitã stare, ci creºte pânã când forþele interioare, care se mãresc ºi ele pe mãsura creºterii deformaþiilor, absorb toatã energia cineticã a pãrþilor trenului, care se aflã în miºcare relativã, unele faþã de altele. Numai dupã aceea, diferitele pãrþi ale trenului ajung într-o stare de repaus relativ. Aceste momente de încetare a dezvoltãrii deformaþiei longitudinale a trenului le vom numi poziþia de echilibru dinamic, iar forþele, care acþioneazã în intervalul dintre momentul de echilibru cvasi-static ºi momentul de echilibru dinamic, le vom numi pur dinamice. Forþele longitudinale cvasi-statice ºi cele pur dinamice, luate la un loc, fãrã a face vreo deosebire între ele, le vom numi dinamice. Toate aceste definiþii se pot rezuma astfel: 1. Forþele longitudinale pur statice în tren se numesc acelea care s-au format ºi s-au stabilizat fãrã modificãri ulterioare; 2. Forþele longitudinale cvasi-statice, din timpul comprimãrii trenului, se numesc cele care se produc în momentul poziþiei de echilibru cvasistatic; dupã aceasta, comprimarea ulterioarã se produce numai pe seama energiei cinetice, acumulatã pânã în acest moment. 3. Forþele longitudinale pur dinamice se numesc cele care se produc din cauza energiei cinetice acumulate pânã în momentul de echilibru cvasi-static ºi care acþioneazã dincolo de limitele acestui echilibru; 4. Forþe longitudinale dinamice se numesc forþele longitudinale cumulate, cvasi-statice ºi pur dinamice, fãrã deosebire, ºi care se succed fãrã încetare (crescând pânã în momentul de echilibru dinamic, aºa cum se petrece în realitate). În cadrul activitãþilor ORE ºi ERRI îndeosebi la Comitetele ORE B 36 (rapoartele ORE B 36/RP 9, B 36/RP 22 ºi Documentul Tehnic ORE B 36/DT 178) ºi ERRI B 177 (rapoartele ERRI B 177/RP 1...ERRI B 177/RP 6) sunt prezentate aspectele teoretice ºi experimentale referitoare atât la caracterul ºi mãrimea forþelor longitudinale, cât ºi tonajele maxime admise ale trenurilor.

Frânele vehiculelor de cale feratã se deosebesc net de toate celelalte frâne, care sunt utilizate pe o scarã cel puþin tot atât de întinsã, în diferite domenii ale tehnicii, mai ales în cel al transporturilor rutiere. Deosebirea cea mai importantã constã în aceea cã, frânele de cale feratã reprezintã o serie de dispozitive într-un sistem de unitãþi mobile legate continuu, sau fãrã rigiditate, într-un tren lung de la 400 pânã la 1.200 m, uneori mai

mult, iar manipularea tuturor frânelor este concentratã într-un singur loc ºi se face prin modificarea presiunii în conductã. În asemenea condiþii, este natural sã ne aºteptãm la o oarecare lipsã de concordanþã în funcþionarea frânelor trenului. Aceastã lipsã de simultaneitate ºi de concordanþã a acþiunii unor unitãþi izolate, dupã cum s-a arãtat anterior, este cauza reacþiilor dinamice longitudinale din tren. Karwatzky, B [24] a împãrþit regimul nestabilizat al frânãrii în câteva faze aºa cum rezultã din figura151. Figura 151 reprezintã creºterea ºi propagarea de-a lungul trenului a presiunilor în cilindrii de frânã, respectiv creºterea ºi propagarea forþelor de frânare în cazul trenului de cãlãtori. În aceastã figurã sunt notate urmãtoarele patru faze caracteristice: Faza I. Regiunea A aratã cã, din momentul aducerii mânerului robinetului mecanicului în poziþia de frânare, frânele încep sã intre succesiv în acþiune, ajungând pânã la urma trenului într-un anumit interval de timp care reprezintã timpul de propagare a undei de frânare. În acel moment, în care frânele urmãtoare abia încep sã intre în acþiune, frânele precedente, intrate mai devreme în acþiune îºi mãresc treptat forþa, datoritã creºterii presiunii în cilindrii lor de frânã, astfel încât în momentul când ultima frânã începe acþiunea, frânele primelor vagoane acþioneazã cu forþe mai mari decât toate celelalte frâne din tren. În felul acesta, frânele îºi exercitã acþiunea spre sfârºitul primei faze, pe toatã lungimea trenului, cu forþe care scad treptat de la capul spre urma trenului, în limitele corespunzãtoare diferenþei de presiune a aerului, notatã în diagramã cu literele ab.

Figura 151 – Fazele de frânare ale unei frâne tip cãlãtori.

Dupã cum se va vedea mai departe, în aceastã fazã are loc comprimarea maximã a trenului. Faza a II-a. În timpul fazei a doua (regiunea B), presiunile cresc uniform în toþi cilindrii de frânã, menþinându-se diferenþa care s-a produs spre sfârºitul primei ºi începutul celei de-a doua faze. În aceastã fazã, trenul rãmâne comprimat. Faza a III-a. În timpul fazei a treia (regiunea C), presiunile în cilindrii de frânã încep sã se egalizeze succesiv, începând de la primul vagon ºi pânã la urma trenului ºi devin egale pe toatã lungimea trenului, spre sfârºitul fazei a treia. Dacã la începutul acestei faze trenul a fost încã comprimat, datoritã diferenþei de presiune (cd) în cilindrii de frânã, atunci spre sfârºitul ei ajunge în stare liberã, prin egalizarea completã a presiunilor, adicã în urma dispariþiei diferenþei dintre forþele de frânare. Aceastã diferenþã a dispãrut treptat în decursul fazei a treia. Aparatele de legare sau de ciocnire, comprimate în timpul fazei a doua ºi menþinute în aceastã stare pe toatã durata fazei a doua, dau în faza a treia un recul succesiv complet sau parþial, în funcþie de tipul aparatelor de amortizare ºi de proprietãþile cuplelor de legare. Faza a IV-a. În faza a patra (regiunea D) nu existã nici o diferenþã în acþiunea frânelor. Toate frânele produc frânarea cu forþa maximã, care se menþine pânã când se opreºte trenul sau pânã când mecanicul face defrânarea. În faza a patra nu se produc nici un fel de reacþii în aparatele de legare, dacã forþa specificã de frânare este uniform împãrþitã în tot trenul. În caz contrar nu se vor produce reacþiuni de comprimare sau de întindere.

Din numeroase lucrãri [26-39] ºi din lucrarea de sintezã [25] rezultã cã mãrimea forþelor longitudinale, care se dezvoltã în timpul frânãrii trenurilor de marfã, este influenþatã de: l parametrii referitori la compunerea trenului: – masa ºi lungimea trenului; – numãrul de vagoane; – repartiþia maselor în tren. l parametrii referitori la aparatele de tamponare-legare: – jocul longitudinal liber; – precomprimarea;

– forma curbelor forþã-cursã ºi rigiditatea arcurilor; – amortizarea; – energia înmagazinatã; – cursa maximã ºi forþa la cursa maximã. l parametrii instalaþiei de frânã: – timpul de propagare a undei de frânare; – regimul de frânare; – timpul de umplere a cilindrului de frânã ºi valoarea forþei de apãsare pe saboþi, în funcþie de poziþia vagonului în tren; – procentul de frânare; – mãrimea coeficientului de frecare sabot–roatã. l viteza de circulaþie a trenului. În continuare se face o prezentare globalã a influenþei acestor parametri asupra forþelor longitudinale ce apar în timpul frânãrii trenului.

La frânãrile rapide efectuate în regim de frânare P de la viteze mici, la o lungime ºi o masã totalã constante ale trenului, dacã acesta nu este compus adecvat din punct de vedere al distribuþiei maselor ºi al forþelor de frânare, sunt de aºteptat forþe longitudinale de compresie mari. O astfel de situaþie se întâlneºte în cazul când în capul trenului se aflã vagoane puternic frânate (de exemplu, încãrcate la valoarea cifrei de comutare, cu schimbãtorul de frânã comutat pe poziþia încãrcat), iar la coada trenului se aflã vagoane complet încãrcate (figura 152 unde x reprezintã numãrul vagoanelor încãrcate la cifra de comutare, frânate la poziþia “încãrcat” y – vagoanelor goale, frânate în poziþia “gol”, iar z – numãrul vagoanelor complet încãrcate, frânate în poziþia “încãrcat”).

Figura 152 – Compunerea trenului.

Prin variaþia valorilor x, y, z se pot modifica ºi parametrii care influenþeazã nivelul forþelor longitudinale de compresie ºi anume: distribuþia maselor, distribuþia forþelor de frânare ºi masa trenului la o lungime a trenului constantã datã. Dacã pentru fiecare combinaþie se determinã forþa maximã longitudinalã de compresie ºi procedeul se aplicã pentru toate masele trenului, atunci rezultã un câmp de valori FLmax = f(Mtotal) conform celui din figura 153.

Figura 153 – Forþa longitudinalã de compresie în funcþie de distribuþia maselor din compunerea trenului.

În general, se utilizeazã douã sisteme diferite de aparate de tamponare-legare: – aparate de tamponare-legare a cãror caracteristicã depinde în special de cursã (figura 3 unde: y – deplasarea relativã dintre douã mase, de exemplu sistemul Ring-Feder); – aparate de tamponare-legare a cãror caracteristicã depinde în special de vitezã (de exemplu sistemul Sagem – dispozitiv elastic Hidro-gaz).

Figura 154 – Caracteristica aparatelor de tamponare-legare tip Ring-Feder.

Din figura 154 rezultã cã, la analiza aparatelor de tamponare-legare de acest tip, trebuie sã se þinã cont de: – jocul în sens longitudinal care se defineºte plecând de la poziþia medianã, astfel: y1t, y2t, ... corespunzãtor pãrþii aparatelor de tamponare, iar y1c, y2c, ... corespunzãtor pãrþii aparatelor de legare. Deci, jocul total este y1t–y1c. – precomprimãrile: Fot (pentru partea aparatelor de tamponare ºi Foc (pentru partea aparatelor de legare); – rigiditãþile resorturilor ct ºi cc (dacã se dau valori adecvate, se pot reprezenta ºi resorturile din cauciuc). Elementele elastice montate în aparatele de tamponare-legare au capacitatea de a absorbi o parte din energia cineticã a trenului. Þinând seama de energia absorbitã, caracteristica elasticã completã a aparatelor de tamponare-legare, care conþine comprimarea ºi decomprimarea sistemului elastic, este redatã în figura 155 unde: We – energie înmagazinatã, Wa – energie absorbitã, b – coeficient de amortizare. Energia absorbitã de cãtre dispozitivul elastic are o mare influenþã asupra amortizãrii oscilaþiilor din lungul trenului. Astfel, coeficientul de amortizare se defineºte ca raportul între energia amortizatã ºi cea înmagazinatã. Se poate face o distincþie clarã între aparatele de tamponare-legare clasice, la care caracteristica elasticã nu depinde practic de viteza de comprimare, ºi cele hidraulice sau elastomeri, la care viteza de comprimare influenþeazã considerabil caracteristica forþã-cursã.

Figura 155 – Caracteristica elasticã a aparatelor de tamponare-legare cu element de cauciuc.

Din categoria aparatelor cu tamponare-legare clasicã, utilizate ºi la CFR, fac parte sistemele cu resort inelar sau cu resort din cauciuc, similar celui inelar. Caracteristica elasticã este datã de formula: F = f(y) sau f(y2) unde: – f (y) este o funcþie liniarã ºi corespunde resorturilor inelare; – f (y2) este o funcþie pãtraticã ºi corespunde resorturilor de cauciuc. În cazul de faþã s-au avut în vedere numai aparatele de tamponarelegare clasice.

Creºterea ºi propagarea în lungul trenului a forþelor de frânare se pot reprezenta prin diagramele de variaþie a presiunilor în cilindrii de frânã. În figura 156 este redatã situaþia intrãrii succesive în acþiune a cilindrilor de frânã, însã în continuare presiunile cresc la fel pânã la valoarea maximã. Partea mecanicã a instalaþiei de frânã (timoneria), care transmite forþa de la pistonul cilindrului de frânã la saboþi, diminueazã forþa de apãsare pe saboþi în timpul exploatãrii vehiculelor ca urmare a scãderii randamentului. Din încercãrile efectuate pe material rulant CFR ºi din strãinãtate a rezultat cã, de regulã, dupã circa trei ani de exploatare, randamentul timoneriei scade de la valoarea de construcþie de 0,8-0,9 la circa 0,6.

Conform prevederilor UIC din fiºa 540, pentru vehicule individuale sunt consacrate atât la SNCFR, cât ºi la alte administraþii de cale feratã urmãtoarele regimuri de frânare: l marfã G cu timpii de umplere ai cilindrilor de frânã situaþi în domeniul [18, 45] s; l persoane P, cu timpii de umplere ai cilindrilor de frânã situaþi în domeniul [3, 5] s; l rapid R, cu timpii de umplere ai cilindrilor de frânã situaþi în domeniul [3, 5] s la care presiunile maxime în cilindrii de frânã depind de vitezã. La trenurile echipate cu instalaþii de frânã cu aer comprimat cu comandã pneumaticã de pe locomotivã de la o anumitã distanþã de capul

trenului, conducta generalã de aer nu mai poate fi golitã suficient. În consecinþã timpii de umplere ai cilindrilor de frânã cresc, apare lipsa de simultaneitate ºi concordanþã a acþiunii de frânare ºi în consecinþã acestea conduc la apariþia ºi dezvoltarea forþelor longitudinale în tren în timpul frânãrii. Studiile ºi cercetãrile efectuate pânã în prezent atestã urmãtoarele: l regimurile de frânare P ºi R conduc la un nivel de forþe longitudinale în tren de circa 3-4 ori mai mari comparativ cu regimul de frânare G; l regimurile de frânare P ºi R permit, datoritã drumurilor de frânare mai scurte comparativ cu regimul de frânare G, circulaþia la viteze mult sporite; l creºterea tonajelor ºi a vitezelor de circulaþie este posibilã prin soluþii tehnice de frânare care sã asigure un nivel de siguranþã a circulaþiei cel puþin egal cu cel determinat pentru regimul de frânare G.

Figura 156 – Modificarea presiunii aerului în cilindrii de frânã de-a lungul trenului.

Referitor la posibilitãþile noi de combinare a regimurilor de frânare în scopul micºorãrii nivelului forþelor longitudinale din tren se pot preciza urmãtoarele: l locomotivã frânatã în regimul G ºi trenul în regimul P [3, 5] s; l locomotivã frânatã în regimul G ºi trenul în regimul P [10, 15] s; l locomotiva ºi primele 5 vagoane frânate în regimul G (locomotivã lungã) ºi trenul în regimul P [3, 5] s; aºa numitul regim L–L; l locomotivã frânatã în regimul G, iar trenul în regimul P la care scoaterea aerului la frânare se face prin dispozitiv de golire întârziatã a conductei generale de aer.

Procentul de frânare, definit ca raport între suma forþelor de apãsare pe sabot ºi greutatea vagonului, diferã de la un tip de vagon la altul funcþie de regimul de circulaþie. Dependenþa procentului de frânare faþã de

sarcina pe roatã la diferite regimuri de circulaþie este datã în figura 157 de mai jos. La vagoanele de marfã, aceastã variaþie a forþelor de frânare, funcþie de încãrcãturã se face cu ajutorul unor dispozitive mecanice sau mecanopneumatice în douã trepte (gol-încãrcat în cazul circulaþiei cu viteze de pânã la 100 km/h) ºi cu dispozitive de frânare automate ºi proporþionale cu încãrcãtura (în cazul circulaþiei cu viteze mai mari de 100 km/h). La punctul 5.6 din aceastã carte s-au prezentat în sintezã principalele metode de calcul pentru forþele longitudinale din trenuri. Programul de calcul al acestor forþe elaborat de ing. Ion Sturdza ºi care se utilizeazã la REFER ºi CFR, ia în considerare integral pentru cazul trenurilor de marfã diagrama conþinutã în figura 157.

Figura 157 – Influenþa procentului de frânare.

Stoica Mihail ºi Cruceanu Cãtãlin [37] prezintã influenþa dispozitivului de golire întârziatã a conductei generale de aer asupra scãderii presiunii acesteia de la 5 bar la 3,5 bar. a) Studii pneumatice pe model Din studiile de analizã dimensionalã ºi din teoria similitudinii rezultã urmãtoarele: – pentru ca fenomenul reprodus pe model (în cazul nostru pe standul pneumatic) sã fie identic cu fenomenul pe prototip (cazul trenului din

exploatare), pe lângã similitudinea geometricã dintre model ºi prototip, trebuie sã se realizeze ºi similitudinea tuturor mãrimilor fizice care intrã în structura fenomenului studiat; – similitudinea mãrimilor fizice înseamnã cã în fiecare pereche de puncte omoloage, la timpi omologi, fiecare mãrime fizicã trebuie determinatã prin valorile ei de pe prototip ºi de pe model printr-un raport constant, independent de alegerea punctelor omoloage. Considerând cã aerul din conductele generale de pe standul pneumatic ºi cel din conductele generale de aer ale trenului din exploatare au aceleaºi caracteristici de presiune (aceeaºi densitate ºi vâscozitate) se poate aplica orice criteriu de similitudine Euler, Reynolds etc. Aceasta impune menþinerea volumului de aer în condiþiile în care scara geometricã a instalaþiilor este aproximativ egalã cu 1. La analiza fenomenelor, au fost luate în considerare urmãtoarele ipoteze: – orificiul de evacuare este independent de variaþiile de presiune ºi temperaturã ale aerului din conducta generalã; – aerul este un gaz perfect; – fluxul de aer prin orificii este adiabatic; – aerul din rezervor (conducta generalã de aer) trece printr-un proces politropic, caracterizat prin constanta politropicã n. Aplicând aceastã ipotezã rezultã cã raportul dintre presiunea aerului p ºi procesul dintre constanta politropicã n ºi densitatea aerului din rezervor este constant: p = ct r× n deci:

dr dp = r n×p

(191)

Cunoscând cã m = r · V (m – masa instantanee a aerului conþinut în p volumul V) ºi cã ecuaþia de stare a gazului ideal este = R · Q (R – consr tanta universalã a gazelor ºi Q – temperatura aerului din rezervor) ecuaþia (191) devine: dp n × R × Q dm (192) = = dt V dt Ecuaþia (192) demonstreazã scãderea în timp a presiunii din rezervor ºi variaþia masei de aer. Având în vedere cele de mai sus, rezultã cã, la analiza procesului de

frânare a trenului format pe standul pneumatic CFR ca, de altfel, ºi pe alte standuri, se impune menþinerea volumului de aer din conducta generalã a trenului din exploatare doar în condiþiile în care aerul are aceleaºi caracteristici de presiune (densitate, vâscozitate). b) Definirea parametrilor frânei Calculul forþelor longitudinale ce iau naºtere în trenuri, în timpul frânãrii, impune definirea timpilor de umplere a cilindrilor de frânã t c¢ , astfel: tc = t2 – t1. În care: – t1 este timpul de propagare a frânãrii, care este influenþat de geometria conductei generale de aer; – t2 – timpul în care presiunea aerului din conducta generalã scade de la 5 bari la 3,5 bari. LuP t1 = + 0, 2 (193) 250 în care: LuP este lungimea vagonului între tampoane (în metri); 250 – viteza minimã de propagare a frânãrii (în m/s); 0,2 – timpul care þine seama de lungimea locomotivei (în secunde). c) Particularitãþile standului de încercãri pneumatice al CFR Standul de încercãri pneumatice al CFR, în cazul montãrii dispozitivului de golire întârziatã pe conducta generalã este reprezentat în figura 158 partea de sus; dispozitivul este montat pe conducta robinetului mecanicului, iar golirea se face în atmosferã. Ventilul dispozitivului are ºase orificii cu un diametru de 4 mm ºi o grosime de 12 mm (figura 158 partea de jos). Diametrul interior al conductei generale de aer, constructiv este de 35 mm, deci, superior valorii minime de 32 mm, datã de fiºa UIC 542. Stabilirea lungimii conductei generale de aer în funcþie de diametrul interior. În cazul unui vagon echipat cu o conductã generalã de aer cu diametrul de 31,75 mm, pentru a-i determina lungimea, va trebui asigurat un volum de aer echivalent cu cel din conducta generalã de aer cu diametrul de 35 mm, deci: æ 35 mm ö 13 mç ÷ = 15,78 m è 31,75 mm ø Aºa cum rezultã din figura 158, lungimea conductei generale de aer de pe standul de încercãri (1 1/4½ ºi diametrul de 35 mm), corespunzãtor fiecãrui vagon este de 13 m.

Figura 158 – Standul de încercãri pneumatice al CFR.

Diferenþa care rezultã de 2,78 m (15,78 – 13 m = 2,78 m), aratã cu cât se prelungeºte conducta generalã de aer pe standul de încercãri pneumatice. Stabilirea lungimii între tampoane, LuP Din figura 158 rezultã cã lungimea între tampoane, corespunzãtoare unui vagon, se determinã astfel: 15,26 m – 0,6 m = 14,66 m unde 0,6 m reprezintã comprimarea tampoanelor corespunzãtor unei frânãri din exploatare. c) Calculul lungimii conductei generale de aer (1 1/4½ ºi f = b 1,75 mm pentru trenurile de marfã) Valoarea timpului t2 depinde de volumul conductei generale de aer. De exemplu, pe standul de încercãri pneumatice se poate forma un tren de marfã compus din 40 vagoane cu o lungime de 700 m, echipat cu o conductã generalã de aer (de 1 1/4½ ºi f = 31,75 mm) în condiþiile unor volume de aer echivalente cu cele din conducta generalã de aer de pe standul de încercãri (1 1/4½ ºi f = 35 mm), astfel: 40 vagoane × 14,66 m/vag. + 40 vag. × 2,78 m/vag. = 697,6 m

în care: 14,66 m este lungimea medie între tampoane a unui vagon de marfã (LuP); 2,78 – valoarea cu care se prelungeºte conducta generalã de aer pe standul pneumatic al CFR, corespunzãtor unui vagon de marfã. Deci, þinând seama de volumul mai mare al conductei de aer de pe standul pneumatic, faþã de valoarea minimã impusã prin prescripþiile fiºei UIC 542, pe stand se pot forma trenuri de marfã cu diverse lungimi (locomotivã plus un numãr de vagoane), dupã cum urmeazã: 400 m – locomotivã + 22 vag.; 450 m – locomotivã + 25 vag.; 500 m – locomotivã + 28 vag.; 550 m – locomotivã + 31 vag.; 600 m – locomotivã + 34 vag.; 650 m – locomotivã + 37 vag.; 700 m – locomotivã + 40 vag. d) Rezultatele încercãrilor de frânã În figurile 159-162 sunt prezentate grafic rezultatele încercãrilor de frânã obiºnuite, pe standul pneumatic, cu ajutorul dispozitivului de golire întârziatã a conductei generale de aer privind timpii t1 ºi t2 de modificare a presiunii aerului în conducta generalã a trenurilor de marfã cu lungimi cuprinse între 400 ºi 700 m. Mãsurarea presiunii aerului s-a realizat astfel: – pentru fiecare cilindru de frânã;

Figura 159 – Încercãri de frânare fãrã dispozitiv de golire întârziatã a conductei generale de aer (5 duze, poziþia de frânã: P–P).

– pe conducta generalã de aer, situatã între locomotivã ºi primul vagon, ºi pe distribuitoarele de aer ale vagoanelor 5, 13, 20, 28, 36, 40, din compunerea trenului analizat.

Figura 160 – Încercãri de frânare cu dispozitiv de golire întârziatã a conductei generale de aer (5 duze, poziþia de frânã: P–P 6-7 s).

Figura 161 – Încercãri de frânare cu dispozitiv de golire întârziatã a conductei generale de aer (5 duze, poziþia de frânã: P–P 8-9 s).

Figura 162 – Încercãri de frânare cu dispozitiv de golire întârziatã a conductei generale de aer (5 duze, poziþia de frânare: P–P 10-11 s).

Timpii t1 ºi t2 au fost mãsuraþi pe toatã lungimea trenului ºi reprezentaþi în figura 162. Tot din aceste figuri rezultã timpii t2 mãsuraþi între locomotivã ºi primul vagon, ºi care sunt prezentaþi în tabelul de mai jos: Lungimea trenului (m) 400 450 500 550 600 650 700

t2 mãsurat între locomotivã ºi primul vagon Dispozitiv de golire întârziatã cu: 6 duze 5 duze 4 duze 0 duze 5,7 7,7 9,4 1,2 5,9 7,9 9,7 1,3 6,2 8,2 10,0 1,4 6,4 8,5 10,3 1,45 6,6 8,8 10,6 1,5 6,8 9,1 10,9 1,55 7,0 9,4 11,1 1,6

e) Analiza rezultatelor Rezultatele încercãrilor de determinare a influenþei dispozitivului de golire întârziatã a conductei generale de aer asupra timpilor de scãdere a presiunii de la 5 bari la 3,5 bari evidenþiazã urmãtoarele aspecte: – timpii de scãdere a presiunii aerului în conducta generalã de aer de

la 5 bari la 3,5 bari mãsuraþi între locomotivã ºi primul vagon, variazã între 1 s ºi 11 s, în funcþie de numãrul de duze al dispozitivului; – cunoaºterea timpilor de scãdere a presiunii aerului în conducta de aer de la 5 bari la 3,5 bari, cu ºi fãrã utilizarea dispozitivului de golire permite calculul forþelor longitudinale de compresie ºi calculul spaþiilor de frânare; – analiza rezultatelor calculelor de forþe longitudinale de compresie ºi de spaþii de frânare permite alegerea variantelor optime de compunere a trenurilor de marfã din punctul de vedere al dinamicii frânãrii.

În general la trenurile de marfã se utilizeazã saboþii din fontã cenuºie al cãror coeficient de frecare µ depinde în principal de urmãtorii factori: – viteza iniþialã de frânare; – presiunea specificã la nivelul suprafeþei de contact roatã-sabot; – temperaturile roþii ºi sabotului la începutul ºi în timpul frânãrii; – compoziþia chimicã a sabotului ºi în special conþinutul de fosfor (un conþinut ridicat de fosfor conduce la un coeficient de frecare mai mare). În literatura tehnicã sunt prezentate numeroase curbe ale cãror caracteristici depind de vitezã ºi presiunea specificã la nivelul suprafeþei de contact sabot–roatã. În figura 163 sunt prezentate urmãtoarele curbe ale coeficienþilor de frecare: – a ºi b dupã Metzkaw; – c ºi e dupã Jaxtheimer; – d dupã DB (Cãile Ferate Germane); – 1 ºi 2 curbe CFR pentru saboþi P6. Presiunea specificã este în funcþie de poziþia dispozitivului gol-încãrcat sau a dispozitivului de frânare proporþionalã cu încãrcãtura. Din analiza figurii 163 ºi formulele 5, 6 rezultã cã pentru o anumitã valoare a presiunii specifice se obþin curbe ale coeficientului de frecare distincte. Analitic, dependenþa coeficientului de frecare µij de viteza vj ºi presiunea specificã pt poate fi exprimatã printr-o funcþie hiperbolicã de forma: 1 + k 4 ipi 1 + k 4 ivi (194) m ij = Kli × 1 + k3ipi 1 + k 5ivi Utilizând formula de mai sus, REFER a elaborat formulele (5) ºi (6) de calcul a coeficienþilor de frecare Fs aplicabilã saboþilor P10. Formulele 5 ºi 6 sunt aplicabile vitezelor de circulaþie vi mai mici de 30 km/h ºi respectiv mai mari de 30 km/h. În ambele formule forþele de apãsare pe saboþi sunt de pânã la 30 KN.

Figura 163 – Curbe de variaþie ale coeficienþilor de frecare sabot–roatã.

Karwatzky [24] a împãrþit regimul nestabilizat al frânãrii în fazele date în figura 151. În prima fazã, dupã aducerea mânerului robinetului mecanicului în poziþia de frânare, frânele încep sã intre succesiv în acþiune, ajungând pânã la urma trenului într-un interval de timp, care reprezintã timpul de propagare al undei de frânare. În momentul intrãrii în acþiune a ultimului vagon din tren, frânele primelor vagoane acþioneazã, atingând cele mai mari valori din întregul tren. Cea de a II-a fazã se terminã atunci când presiunea în cilindrul de frânã al ultimului vagon atinge valoarea maximã. Ca schemã de calcul, Karwatzky a adoptat sistemul de corpuri solide legate cu arcuri elastice fãrã jocuri (cazul unui tren omogen din punct de vedere al compresiei ºi al frânei). În prima fazã a frânãrii, asupra trenului acþioneazã tot timpul forþele care-l comprimã, aceste forþe cresc continuu, pânã la maximum, când începe faza urmãtoare. În timpul fazei I trenul este comprimat ºi nu pot avea loc nici un fel de miºcãri oscilatorii în corpul trenului. Aceste miºcãri apar la finele primei faze, în jurul punctului A, corespunzãtor echilibrului forþelor de frânare ºi de inerþie din tren (figura 164).

Miºcãrile oscilatorii se menþin în timpul fazei a II-a, aceasta fiind caracterizatã de dinamica miºcãrilor oscilatorii.

Figura 164.

Pentru determinarea forþei longitudinale maxime din tren care apare la sfârºitul primei faze a frânãrii, Karwatzky a propus formula: Rc = t u

1 n 1 n å PSi m ki × 8 i=1 tCFi

(195)

unde: PSi – suma forþelor de apãsare pe saboþi corespunzãtor vagonului “i” din tren; µki – coeficient de frecare al saboþilor de la vagonul “i”; n – numãrul de vagoane din tren; tuf – timpul de propagare a undei de frânare; tCFi – timpul de umplere al cilindrului de frânã al vagonului curent “i”. În formula (195) se þine seama de umplerea treptatã a cilindrilor de frânã ceea ce este mai aproape de realitate comparativ cu formula recomandatã de Schelle A. [34], care este determinatã în situaþia umplerii instantanee a cilindrilor de frânã. Valoarea maximã a forþei longitudinale de compresie este: F (196) Pm = N × 2 în care: Pm – forþa longitudinalã de compresie maximã;

N – numãrul de vagoane din tren; F – forþa de frânare care acþioneazã pe fiecare vagon. Schelle a considerat trenul ca o barã elasticã cu masa ºi proprietãþile elastice repartizate uniform. Pe baza cercetãrilor experimentale ale lui Grebeniuk [28] din Rusia, diagramele de umplere ale cilindrilor de frânã dupã formula lui Karvatzky au fost îmbunãtãþite. Soluþionarea fundamentalã a problemelor legate de forþele ºi oscilaþiile longitudinale din trenul de marfã omogen care apar în procesul de frânare a fost datã de lucrãrile lui Lazarian din Rusia [38]. El a propus o metodã generalã de cercetare a regimurilor nestabilizate de frânare care permite sã se urmãreascã caracterul propagãrii oscilaþiilor în lungul trenului. Trenul se simuleazã ca o barã rigidã de secþiune constantã neomogenã cu o zonã de capãt cu masã sporitã (locomotivã). Forþa de frânare se considerã constantã ºi se propagã de la locomotivã pe lungimea trenului cu viteza C. În urma integrãrii ecuaþiei diferenþiale a oscilaþiilor trenului, s-au obþinut formule pentru determinarea forþelor longitudinale pe secþiuni. De exemplu pentru secþiunea de capãt a trenului dinspre locomotivã, caracterizatã prin produsul 0 < a · t < 2, cu a · t, s-a stabilit formula de calcul: n -a × t ö Ts = -W × a × 1æç 1 - ö÷ × æç 1 - e ÷ + è aø è a ×1 ø (197) W × a ×1 æ -a × t ö + ç 1- e ÷ c è a ×1 ø 1+ a unde: Ts – forþa longitudinalã; W – forþa de frânare care revine unitãþii de lungime a trenului; a – raportul între greutatea locomotivei ºi greutatea trenului; l – lungimea trenului; v – raport între forþele de frânare ale locomotivei ºi ale trenului; a – viteza de propagare a undei elastice; t – timpul; e – baza logaritmului natural; c – viteza de propagare a forþei de frânare în lungul trenului. În raportul RP 9 al Comitetului de experþi ORE B 36 [33] s-a analizat influenþa caracteristicilor aparatelor de tamponare-legare asupra nivelului forþelor longitudinale în timpul frânãrii trenului. S-au luat în considerare modele de tren cu ºi fãrã reducerea maselor. Creºterea ºi propagarea în lungul trenului a forþelor de frânare este

reprezentatã prin diagrame de variaþie a presiunilor din cilindrii de frânã. Cilindrii de frânã intrã succesiv în acþiune, presiunile de aer crescând identic pânã la valoarea maximã aºa cum rezultã din figura 165. Ipoteze de calcul: forþa specificã de frânare repartizatã uniform, coeficientul de frecare “µs” dintre sabot ºi roatã constant, jocul longitudinal zero, viteza trenului este suficient de mare pentru a parcurge toate fazele frânãrii.

Figura 165.

În figura 165 se disting patru intervale de timp numite faze ale frânãrii dupã cum urmeazã: a) 0 < t < tuf – faza I b) tuf < t < t1 – faza II c) t1 < t < tx – faza III d) tx < t – faza IV în care: tuf – timpul de propagare al undei de frânare; t1 – timpul în care se atinge presiunea maximã în primul cilindru de frânã din tren; tx – timpul în care se atinge presiunea maximã în ultimul cilindru de frânã din tren. În lucrare este prezentat calculul analitic al forþelor longitudinale pentru fiecare fazã a frânãrii, trenul comportându-se ca o barã rigidã. Ca exemplu se prezintã calculele corespunzãtoare fazei I a frânãrii. Astfel variaþia forþelor de frânare “f” conform figurii 165 este o funcþie de distanþã ºi timp care poate fi exprimatã sub forma: f = f (z, t)

(198)

unde: z – un punct curent de pe lungimea trenului. Valoarea forþei de frânare pe porþiunea trenului cuprinsã de la capãt la punctul z este: z

Fft = ò fdz 0

(199)

Valoarea forþei de frânare corespunzãtoare fazei I este: 1 Ff = Ff 2

max

t uf æ t ö -ç ÷ t1 è t uf ø

2

(200)

Având în vedere caracterul de variaþie al forþelor de frânare ºi al forþelor de inerþie, în cadrul fazei I se determinã forþa longitudinalã de compresie din ecuaþia de echilibru pe direcþia lungimii trenului cu formula: Ffz1 (201) F1z + Ffz z=0 l unde: F1z – forþa longitudinalã în punctul x; Ffz1 – forþa de frânare la finele fazei I; Ffz1 z – lungimea trenului; l Mz – forþa de inerþie a maselor de la 0 la x; Ffz1 × M M – masa trenului; Mz – masa trenului de la 0 la z. Tot în rapoartele ORE B 36/RP 9 se propun formule de calcul al forþelor longitudinale de compresie pentru modelul trenului compus din mase individuale rezultate din secþionarea în “n” lungimi egale a modelului de tren–barã rigidã. O dezvoltare a dinamicii frânãrii trenului s-a fãcut în cadrul raportului ORE B 36/RP 22 [39] unde trenul este reprezentat printr-un numãr finit de mase discrete legate prin elemente elastice. Raportul conþine programul de calcul al forþelor longitudinale de compresie oarecare din trenuri. Cu ajutorul programului se pot simula frânãri în mers ale trenurilor, gradul de reproductibilitate a fenomenelor fiind totuºi destul de slab ºi anume de 50-60%. Programul de calcul este scris în limbajul ALGOL 60, ºi foloseºte metoda RUNGE-KUTTA. În raportul RP 2 [31] al Comitetului ORE B 177, STRESSE de la Cãile ferate germane “DB”, utilizeazã un model matematic ºi un pro-

gram de simulare a mersului frânat al trenului prin îmbunãtãþirea celui conþinut în raportul ORE B 36/RP 22. Astfel STRESSE introduce în programul de calcul caracteristicile reale de frânare în locul celor iniþial determinate aproximativ, obþinând un grad de reproductibilitate al fenomenelor de cca 80%. Mihail Stoica în lucrarea [25] aratã cã, analog programului de calcul elaborat de STRESSE, la REFER ºi SNCFR se utilizeazã un program elaborat de ing. Ion Sturdza. Programul de calcul utilizeazã trei baze de date: – valorile presiunilor; – vehiculele trenului; – condiþiile de calcul ºi de reprezentare. Valorile presiunilor din cilindrii de frânã se utilizeazã la stabilirea forþelor de apãsare pe saboþi. Celelalte douã fiºiere sunt date de intrare în programul principal, fiind pregãtite ºi eventual corectate cu ajutorul unor programe complementare. Rezultatele programului de calcul sunt reprezentate într-un grafic care are pe abscisã timpul. Ca necunoscute se pot alege una sau mai multe din mãrimile urmãtoare: – presiunea în cilindrul de frânã; – viteza relativã între douã vagoane vecine; – deplasarea relativã între douã vagoane; – forþa longitudinalã de compresie la diferite vehicule; – drumul de frânare al trenului; – viteza trenului; – acceleraþia la frânare a diferitelor vehicule. În acelaºi timp se pot alege vehicule pentru care se prezintã diverse mãrimi. Forþele longitudinale manifestate între vehicule diferite, ºi obþinute prin calcule de dinamicã longitudinalã, sunt memorate într-un fiºier separat, fiind utilizate pentru analiza ulterioarã a rezultatelor. Programul permite afiºarea valorilor extreme ale forþelor longitudinale ºi calculul valorilor care apar la distanþa de 2 m ºi 10 m notate cu Fl 2 m ºi, respectiv, Fl 10 m (valori necesare la aprecierea coeficienþilor siguranþei contra deplasãrii cãii ºi, respectiv, de stabilitate în cale a vehiculelor frânate în tren). Ecuaþiile de miºcare ale trenului frânat sub acþiunea forþelor exterioare folosint teoremele generale ale mecanicii clasice. Considerãm un tren cu caracteristici generale date la punctul 5.6.1. Se noteazã cu: – m1, mi, i =1...n – masa locomotivei, respectiv a vagonului i, i = 1...n;

– z1, zi, i = 1...n – deplasarea locomotivei, respectiv a vagonului i faþã de poziþia iniþialã (ex.: coordonata vagonului i faþã de reperul fix este zi + Li; – z&1 , z&i , &&z1 , &&zi – viteza instantanee, respectiv acceleraþia instantanee a locomotivei ºi a vagoanelor; – Fi t , i + 1 (zi – zi+1, zi+1) – forþa elasticã din dispozitivele elastice (tampoanele) situate între masele i ºi i + 1. Ea depinde atât de cursa (zi – zi+1), cât ºi de sensul vitezei relative (zi – zi+1) în raport cu deplasarea aceasta pentru prinderea fenomenului de histerezis datorat amortizãrii prin frecãri. Notãm generic cu ti,1+i clasa funcþiilor elastice de aceºti parametrii; t – Fi-1 , (zi+1–zi, zi-1–zi) – forþa elasticã din tampoanele situate între masele i ºi i + 1; – F1t , Fti (zi, t – tic ) – forþele de frânare a locomotivei, respectiv vagonul i. Ea depinde de viteza absolutã ºi de timpul tia = t - tic cât are loc umplerea cilindrului de frânã al vagonului i, unde am notat cu ta, timpul cât este acþionat cilindrul de frânã de la vagonul i ºi tic timpul de comandã al intrãrii în acþiune al cilindrului de la vagonul i sau timpul dupã care începe acþionarea frânei de la vagonul i; tia = t - tic Notãm cu Fi f clasa funcþiilor care aratã dependenþa forþelor de frânare de parametrii menþionaþi; – Fl r , Fi r (zi, Rc) – forþa de rezistenþã la înaintare a locomotivei, respectiv a vagonului i. Ea depinde de viteza ºi raza curbei Rc. Notãm cu Fi r clasa funcþiilor care aratã dependenþa rezistenþei la înaintare de viteza de circulaþie, de raza curbei ºi de greutatea vehiculului; – Fi d , Fd, i = 1...k, k ºi n – forþa suplimentarã datoratã declivitãþii “d” (‰) care acþioneazã asupra locomotivei, respectiv a vagonului i. Ea depinde de declivitate (cu semn) ºi de masa vehiculului i, fiind egalã cu proiecþia pe direcþia de mers a greutãþii vehiculului i. Notãm generic cu Fi d clasa funcþiilor care dau forþe suplimentare; – F0M – forþa motoare (de tracþiune) sau forþa de frânare a locomotivei la acþionarea frânei directe. Pentru o masã arbitrarã m, ecuaþia de miºcare sub acþiunea forþelor exterioare ºi de legãturã ce acþioneazã asupra ei (figura 166) este: m1 z1 = + l F1t , 1l - l F1f l = l F1r l ± l F1d l ± l F1M l (202) mi zi = -l Fi-t 1, il + l Fi+t 1,i l = l Fi r l - Fi r l ± l F d l i = 1... n

Figura 166 – Forþele exterioare ºi de legãturã ce acþioneazã asupra masei mi.

Oz.

Observaþii: Semnul fiecãrui termen din relaþia (202) este raportatã la sensul axei

Pentru Fi d , F1d ºi F1M se va lua semnul “+” la circulaþia în pantã ºi, respectiv, regim de tracþiune, ºi semnul “–” la circulaþia în rampã ºi, respectiv, la frânarea cu frâna directã. S-a þinut cont cã: d2 z d2 d2 z zi = 2 i = 2 ( zi + Li ) = 2 i = zi dt dt dt În timpul procesului de frânare pot apare oscilaþii în jurul poziþiei de echilibru cu consecinþa schimbãrii sensului forþelor. În aceastã situaþie, pentru extinderea ecuaþiei de miºcare a trenului datã de relaþia (202), este necesar ca forþele din aparatele de tamponare–legare sã le definim funcþie de deplasarea relativã dintre vagoane (deplasare luatã cu semn). Astfel, la deplasãrile zi, zi – 1 corespunde forþa elasticã: Fi-t 1, i= - ci-1,i ( zi - zi-1 ) În felul acesta forþele din tampoane îºi conþin ºi semnul. Pentru cazul general ecuaþia (202) a miºcãrii masei mi se poate pune sub forma (203): mi zi = Fi+t 1, i + Fi+t 1, i + Fi f + Fi r + Fi d = - ci-1, i( zi - zi-1 ) - ci, i+1( zi - zi+1 ) - m( zi ) Q - Fi r ( zi, Ri ) ± Fi d ( zi )

(203)

În acest mod sistemul vibrant are posibilitatea sã-ºi regleze semnele.

Verificarea programului REFER s-a fãcut prin calcule ºi încercãri pentru cazul unui tren de marfã lung de 660 m ºi tonaj de 1.680 t (tabelul 15); valorile alese au þinut cont de lungimile ºi tonajele maxime, impuse

în traficul internaþional pentru viteza maximã de 100 km/h. Vagoanele trenului au fost echipate cu tampoane Ring-Feder de cursã 75 mm. Condiþiile ºi parametrii luaþi în considerare în calcule ºi încercãri sunt prezentate în tabelul 15. Tabelul 15 Vag. Masa M nr. [t] 1 45 2 35 3 35 4 35 5 35 6 35 7 35 8 35 9 35 10 35 11 45 12 35 13 35 14 35 15 35 16 35 17 35 18 35 19 35 20 35 21 35 22 35 23 35 24 35 25 35 26 35 27 35 28 35 29 35 30 35 31 35 32 40 33 35 34 35 35 40 36 35 37 35

å M [t] 45 80 115 150 165 220 255 290 325 360 405 440 475 510 545 580 615 650 685 720 755 790 825 860 895 930 965 1.000 1.035 1.070 1.105 1.145 1.180 1.215 1.255 1.290 1.325

Lungimea Lv [m] 19,90 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 15,54 14,54 14,54 14,54 19,90 14,54 14,54 15,54 15,54 15,54 14,54 14,54 14,44 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 14,54 9,10 14,54 14,54 9,10 14,54 15,54

Tip vagon/ å Lv Greutatea å B [t] Încãrcare frânatã [m] Încãrcat Gol Tip frânã 19,90 52 52 × Rgsx/KE 1c 34,44 24 76 × Eacs/KE1c 48,98 24 100 × Eacs/KE1c 63,52 24 124 × Eacs/KE1c 78,06 24 148 × Eacs/KE1c 92,60 24 172 × Eacs/KE1c 107,14 24 196 × Eacs/KE1c 121,68 24 220 × Eacs/KE1c 136,22 24 244 × Eacs/KE1c 150,76 24 268 × Eacs/KE1c 170,66 52 320 × RgsMKE 1c 185,20 24 344 × Eacs/KE1c 199,74 24 368 × Eacs/KE1c 214,28 24 392 × Eacs/KE1c 228,82 24 416 × Eacs/KE1c 243,36 24 440 × Eacs/KE1c 257,90 24 464 × Eacs/KE1c 272,44 24 488 × Eacs/KE1c 286,98 24 512 × Eacs/KE1c 301,52 24 536 × Eacs/KE1c 316,06 24 560 × Eacs/KE1c 330,60 24 584 × Eacs/KE1c 345,14 24 608 × Eacs/KE1c 359,68 24 632 × Eacs/KE1c 374,22 24 656 × Eacs/KE1c 388,76 24 680 × Eacs/KE1c 403,30 24 704 × Eacs/KE1c 417,84 24 728 × Eacs/KE1c 432,38 24 752 × Eacs/KE1c 446,92 24 776 × Eacs/KE1c 461,46 24 800 × Eacs/KE1c 470,56 22 822 × Eos/Hikgp 485,10 24 846 × Eacs/KE1c 499,64 24 870 × Eacs/KE1c 508,74 22 892 × Eos/Hikgp 523,28 24 916 × Eacs/KE 537,82 24 940 × Eacs/KE

Tonajele maxime ale trenurilor de marfã în trafic internaþional, stabilite în cadrul comitetului ERRI UIC B 177 ºi cuprinse în fiºa UIC 421/ 1990, au în vedere încadrarea forþelor longitudinale ponderate din trenul de marfã în timpul frânãrii în limitele admisibile. Gradul de reproductibilitate al fenomenelor, conform programului REFER a fost de circa 85%.

În ultimii ani specialiºtii din transportul feroviar au pus problema sporirii vitezelor de circulaþie pentru trenurile de marfã cu tonaje sporite. Începând cu anii 1970 toate vagoanele folosite în trafic internaþional de mãrfuri au trebuit sã fie adaptate pentru viteza de 80 km/h fãrã restricþii la încãrcarea completã a acestora. Sporirea generalã a vitezei maxime a trenurilor de marfã la 90 km/h, s-a fãcut începând cu ianuarie 1990. Creºterea vitezelor peste 90 km/h necesitã utilizarea regimurilor de frânã P ºi R. La viteze mai mari de 120 km/h se utilizeazã frâna cu disc, acceleratori de frânã rapidã sau frânã electropneumaticã. Valorile maxime ale vitezei trenurilor de marfã, þinând cont de aspectele comerciale ºi de eficienþã, sunt de 100 km/h, 120 km/h, 160 km/h ºi 200 km/h. Sporirea vitezelor trenurilor rapide de marfã, fãrã restricþii de compunere la viteza maximã de 100 km/h ºi cu restricþii de compunere la viteze maxime de 120 km/h, 160 km/h ºi 200 km/h necesitã modificarea regimului de frânare din G (marfã) în P (persoane) pentru vitezele maxime de 100 ºi 120 km/h ºi în R (rapid) pentru viteze de pânã la 200 km/h. Actualele prevederi de frânare a trenurilor rapide de marfã din fiºa UIC 421 limiteazã tonajele trenurilor ºi în unele cazuri compunerea acestora funcþie de regimul de frânare utilizat. Aceste limitãri îºi au cauza, printre altele, în forþele de compresie longitudinalã mai mari care apar la frânãrile în regimul de frânare P sau R comparativ cu regimul G, în special la trenurile de marfã lungi ºi tonaje sporite. În timpul frânãrilor rapide de la viteze mici apar deceleraþii mari ºi în cazul unei geometrii nefavorabile a cãii, aceste forþe longitudinale de compresie pot altera circulaþia vagoanelor de marfã în special pe douã osii în stare goalã sau parþial încãrcate. Experienþa prezentatã de diferite cãi ferate care circulã cu viteze ºi tonaje care depãºesc prevederile UIC 421 a arãtat cã sunt necesare anumite restricþii îndeosebi în ceea ce priveºte situaþia vagoanelor pe douã osii în stare goalã. La stabilirea restricþiilor, criteriul de siguranþã adoptat a fost cel de a pãstra nivelul actual de siguranþã a circulaþiei cu regimul de frânare G. Acesta înseamnã cã stabilirea restricþiilor de circulaþie a trenurilor de tonaje ºi viteze sporite trebuie sã porneascã de la aceea cã forþele longitudinale de compresie, care apar la frânãrile rapide nu trebuie sã producã deraierea vagoanelor de marfã pe douã sau patru osii în stare goalã sau parþial încãrcate îndeosebi în curbe de cale feratã de formã S. Pe baza celor prezentate mai sus rezultã cã procesul de frânare pre-

zintã interes practic atât din punct de vedere al drumului de frânare, cât ºi al forþelor longitudinale de compresie.

În timpul împingerii trenurilor de marfã ºi a convoaielor de manevrã iau naºtere forþe longitudinale de compresie. Aceste forþe longitudinale de compresie sunt limitate de tipul constructiv al locomotivei împingãtoare. Caracteristic pentru forþele longitudinale de compresie care se produc la împingere, este mãrimea lor care scade în trepte în funcþie de rezistenþa la înaintare a vagoanelor situate înaintea vagonului considerat. În tren, mãrimea lor se micºoreazã aproximativ liniar de la valoarea maximã în locul de cuplare dintre locomotivã ºi primul vagon pânã la o valoare corespunzãtoare vehiculului aflat la urma trenului, la care forþa de împingere este consumatã de forþele de rezistenþã ale pãrþii de tren împinse.

Din exploatare, încercãri ºi cercetãri teoretice, se cunoaºte cã vehiculele ºi calea de circulaþie admit limitat ºi în anumite condiþii forþe longitudinale de compresie, respectiv forþele transversale derivate din acestea. Dintre vehicule, vagoanele de marfã pe 2 osii goale sau parþial încãrcate admit forþele longitudinale de compresie cele mai scãzute. La parcurgerea curbelor de cale feratã, îndeosebi la cele în formã de S, forþele longitudinale de compresie împiedicã complet sau parþial deplasãrile relative ale tampoanelor (vezi figura 167). Pe de altã parte, încãrcarea diferitã a vagoanelor conduce la înãlþimi diferite ale tampoanelor, astfel cã la acþiunea forþelor longitudinale de compresie se produce ºi o micºorare a sarcinilor pe roþi.

Figura 167 – Forþele care acþioneazã asupra vagonului la frânare în curbe.

Nivelul de siguranþã al vehiculelor frânate în tren se stabileºte în urmãtoarele cazuri: a) Cazul circulaþiei convoaielor de manevrã împinse La circulaþia în curbe cu forma S, prin împingere a convoaielor de manevrã, s-au observat situaþii critice care pericliteazã siguranþa circulaþiei cum sunt: – roþile neconducãtoare se ridicã de pe ºinã la sfârºitul aliniamentului intermediar de racordare ºi la începutul contracurbei; Ca valoare limitã se considerã o ridicare a roþii de 50 mm. Valori mai mari, pot avea drept urmare la inimile de încruciºare ale macazelor deraierea osiei montate sub acþiunea ºocurilor din tren. – suporþii osiilor montate se deformeazã elastic sau plastic sub acþiunea deplasãrilor transversale mari ale cutiei vagonului; – deplasãrile transversale ale tampoanelor pot fi atât de mari încât pot depãºi valorile prescrise de fiºa UIC 527.1. Valorile admise ale forþelor longitudinale de compresie în cazul împingerii sunt de 180-200 KN. Acestea corespund unei siguranþe depline în cazurile limitã din exploatare ºi anume: – împingerea convoaielor de manevrã pe diagonalele de macazuri; – intrarea convoaielor fãrã oprire pe liniile de triere ºi formare. b) Cazul frânãrii trenurilor de marfã remorcate prin tragere În acest caz determinarea forþelor longitudinale de compresie admise în tren este mai complexã. Utilizând concluziile rezultate din cazul împingerii trenurilor ºi a convoaielor de marfã, reiese cã stãrile critice apar tot la parcurgerea aliniamentului intermediar de racordare al curbelor S. Deplasãrile relative ale vagoanelor sunt împiedicate de cãtre forþele de frecare care acþioneazã tangenþial pe discurile tampoanelor, în punctul de contact ºi depind de forþa longitudinalã, cât ºi de poziþia tampoanelor în curbe. Valoarea de calcul a forþei longitudinale de compresie limitã rezultã din parcurgerea cãii de rulare de cca 10 m, din zona curbelor în formã S, în situaþia celor mai mari deplasãri transversale ale tampoanelor. Totodatã, aceastã zonã corespunde lungimii aliniamentului intermediar de racordare cu raze ale cãii de 150 m, cumulat cu ampatamentul vagoanelor pe 2 osii conform fiºelor UIC 421 ºi 527.1. Valoarea criticã a cãilor de rulare de 10 m s-a ales pentru definirea forþei longitudinale de compresie echivalentã, pe parcursul cãreia forþa trebuie sã acþioneze cel puþin asupra unui vagon din tren în timpul frânãrii. Spre deosebire de forþa de compresie longitudinalã care acþioneazã aproximativ constant în timp la împingerea trenurilor, forþa maximã lon-

gitudinalã de compresie care acþioneazã pe calea criticã de rulare de 10 m în timpul frânãrii trenului tras poate apare la începutul sau la sfârºitul cãii critice de rulare având valoarea limitã de 180-200 KN ºi de 400 KN în cazul trenurilor care au în compunere vagoane pe 2 osii ºi, respectiv, 4 osii, corespunzãtor vitezei de 30 km/h (conform ERRI B 177/RP 1 ÷ RP 6).

Analiza acestui aspect este legatã de siguranþa contra derapãrii cãii. La vagoanele cuplate, în special în curbe cu raze mici, în cazul transmiterii forþelor longitudinale de compresie la discurile tampoanelor apar componente transversale, care sunt transmise cãii prin intermediul osiilor vagoanelor. Mãrimea acestor forþe depinde de: – mãrimea ºi durata de acþiune a forþei longitudinale de compresie; – mãrimea ºi felul razelor cãii de rulare, lungimea aliniamentelor intermediare de racordare; – tipul ºi caracteristicile geometrice ale vehiculelor care circulã pe sectorul de cale sub influenþa forþelor longitudinale de compresie; – viteza vehiculelor; – starea de încãrcare ºi cuplare a vehiculelor. Valoarea limitã Hlim (2 m) a forþei care solicitã transversal calea de rulare s-a stabilit pe o lungimea de cale de 2 m ºi este datã în fiºa UIC 432 cu relaþia: unde:

Hlim (2 m) = 0,85 (10 + P/3) KN

(204)

P = sarcina pe osie = 2Q KN La evaluarea solicitãrii cãii de cãtre forþele transversale se utilizeazã valori ale forþelor longitudinale de compresie stabilite pe lungimea efectivã de cale de 2 m (conform ERRI B 177/RP1 ÷ RP6).

Capitolul 6 u

FRÂNAREA TRENURILOR LA VITEZE MARI

În aceastã perioadã, caracterizatã printr-o evoluþie tehnicã fãrã precedent, prezentarea mijloacelor moderne de transport este legatã întotdeauna, aproape în mod involuntar, de noþiunea de vitezã. Din acest motiv, sarcina constructorului de sisteme de frânare pentru vehiculele feroviare care circulã cu viteze mari este foarte complexã. În proiectarea unei frâne pentru viteze mai mari de 140 ÷ 160 km/h se þine cont de solicitarea mai puternicã, din punct de vedere termic, a roþilor vagoanelor ºi locomotivelor. Din aceastã cauzã, s-a impus utilizarea frânei cu disc, care a luat locul frânei cu saboþi. Aspectele tehnice ºi economice urmãrite în perioada implementãrii frânei cu disc au fost legate de calitãþile garniturilor de frecare ºi ale discului de frânã. Calitãþile urmãrite la realizarea garniturilor de frecare sunt legate de constanþa parametrilor de frecare, uzurã micã ºi rezistenþã termicã bunã. Nivelul tehnic actual a permis realizarea frânei vehiculelor feroviare care circulã cu viteze de pânã la 300 km/h. Rãmân, în continuare, de rezolvat problemele de tehnicã de semnalizare ºi de amenajare a cãii de rulare pentru circulaþia trenurilor de mare vitezã. Evaluarea frânãrii trenurilor de marfã ºi cãlãtori se face pe douã domenii de vitezã ºi anume: – domeniul vitezelor de 120 ÷ 200 km/h; – domeniul vitezelor mai mari de 200 km/h. Frânarea trenurilor la vitezele date mai sus s-a tratat, dupã anii ’90, în cadrul grupei de lucru ERRI B126.4 [40] unde s-a urmãrit rezolvarea urmãtoarelor probleme: – condiþii tehnice ºi încercãri pentru instalaþiile contra blocãrii roþilor, bazate pe cercetãrile SNCF în domeniul vitezelor mai mari de 200 km/h; – evaluarea efectului de frânare (a forþei de frânare) pe domeniul vitezelor de 120 ÷ 300 km/h;

– condiþii tehnice ºi programe de încercãri pentru garniturile de frecare ale frânei cu disc, executate din materiale compozite sau sinterizate, pentru viteze de pânã la 300 km/h.

Pentru traficul convenþional, la care trenurile au o vitezã de pânã la 200 km/h, roþile se protejeazã împotriva blocãrii, în timpul frânãrii, cu ajutorul unor dispozitive contra blocãrii roþii (a se vedea pct. 3.4.3.2), mai simple constructiv decât instalaþiile contra blocãrii roþilor care fac obiectul acestui punct. În domeniul vitezelor mai mari de 200 km/h, trebuie þinut cont de faptul cã trenurile de mare vitezã sunt omogene, compuse din unitãþi motoare de capãt ºi unitãþi motoare intermediare. Forþa de frânare a acestora rãmâne aproximativ constantã, cu excepþia unor situaþii accidentale (de exemplu, defecte ale unei unitãþi motoare intermediare). Lucrãrile efectuate în cadrul grupei de lucru ERRI B126.4 [41] s-au concretizat prin elaborarea condiþiilor tehnice pe care trebuie sã le îndeplineascã instalaþiile contra blocãrii roþilor ºi a încercãrilor necesare pentru verificarea acestora. În fiºa UIC 541.5 s-au introdus condiþiile tehnice ºi încercãrile instalaþiilor contra blocãrii roþilor pentru viteze mai mari de 200 km/h, care vor fi prezentate în continuare.

a) vehiculele care circulã cu viteze mai mari de 200 km/h trebuie prevãzute, pe lângã dispozitivul contra blocãrii roþii, cu un dispozitiv de supraveghere a rulãrii care înregistreazã blocajul roþilor ºi dã un semnal în cabina mecanicului; b) dispozitivul de supraveghere a rulãrii trebuie sã compare continuu viteza de rotaþie a cel puþin patru osii montate; c) în cazul în care o osie montatã este blocatã, la demararea trenului dispozitivul de supraveghere a rulãrii trebuie sã transmitã un semnal cãtre cabina mecanicului în cel mult 10 sec. dupã ce a fost atinsã viteza de 50 km/h;

d) atunci când dispozitivul de supraveghere a rulãrii detecteazã în cursul circulaþiei o diferenþã semnificativã, pe durata a 10 secunde, între vitezele de rotaþie a osiilor, acesta trebuie sã transmitã un semnal în cabina mecanicului. Se considerã cã existã diferenþã semnificativã (Dv) între viteze, dacã se îndeplineºte condiþia datã mai jos: Dv ³ 50 (km/h) + 0,3 v

(205)

unde: v – viteza de circulaþie a vehiculului, exprimatã în km/h. e) circuitele electrice ºi electronice ale dispozitivului contra blocãrii roþilor ºi cele ale dispozitivului de supraveghere a rulãrii trebuie sã fie independente; f) dispozitivul de supraveghere a rulãrii poate sã aibã în plus urmãtoarele funcþii: – golirea cilindrilor de frânã care frâneazã osia blocatã, sã se facã în condiþiile de la punctul 6.2.1 (d), de mai sus. Cilindrul de frânã nu trebuie golit continuu mai mult de 10 secunde. – preluarea funcþiilor principale ale dispozitivului contra blocãrii roþilor în cazul apariþiei unor defecþiuni ale acestuia. g) dispozitivul contra blocãrii roþilor ºi dispozitivul de supraveghere a rulãrii trebuie sã lucreze în tren în regim descentralizat. Pentru reglarea presiunii aerului în cilindrii de frânã este interzis sã se prevadã o vitezã de comandã în regim centralizat. Funcþiile celor douã dispozitive (date mai sus) trebuie supravegheate în timpul circulaþiei prin auto test. Se recomandã ca, în cabina mecanicului, sã fie semnalate defecþiunile atât ale dispozitivului contra blocãrii, cât ºi cele ale dispozitivului de supraveghere a rulãrii.

În plus, faþã de încercãrile la care sunt supuse dispozitivele contra blocãrii roþilor pentru vehiculele care circulã cu viteze mai mici de 200 km/h, date în fiºa UIC 540.5, se vor efectua încercãri pe trenuri cu dispozitivul contra blocãrii roþilor ºi dispozitivul de supraveghere a rulãrii dupã cum urmeazã: a) frânãri rapide efectuate de la viteza maximã a trenului. ªinele vor fi stropite cu soluþie de Clenseol, mai întâi în concentraþie de 1% ºi apoi de 4%, înainte de trecerea primei osii a trenului. Cantitatea de soluþie va fi dublã comparativ cu cea folositã la încercãrile efectuate pentru viteze mai mici de 200 km/h (convenþionale).

În timpul frânãrii rapide, în afara mãsurãrii parametrilor prevãzuþi pentru vitezele convenþionale, se vor mãsura cel puþin rotaþiile primelor patru osii motoare ºi a primelor patru osii nemotoare, precum ºi forþa frânei dinamice (electrice). Alunecarea nu trebuie sã fie mai mare de 5 secunde ºi sã nu aparã la viteze mai mari de 40 km/h. b) simulãri la intrarea dispozitivului de supraveghere a rulãrii, pentru trei osii la viteze mai mari decât cea a vehiculului, iar pentru cea de a patra osie viteza va fi zero. Dispozitivul de supraveghere a rulãrii trebuie sã transmitã la cabina mecanicului semnalul simulat, în cel mult 10 secunde, dupã atingerea vitezei de 50 km/h. c) simulãri la intrarea dispozitivului de supraveghere a rulãrii, a vitezei maxime a osiilor, dupã care se reduce la o singurã osie viteza astfel încât sã se asigure diferenþa semnificativã de vitezã datã de formula (205). Dispozitivul trebuie sã transmitã la cabina mecanicului, dupã 10 secunde, un semnal. Simularea se repetã pentru viteza de 50% din viteza maximã a vehiculului. d) mãsurarea timpului de restabilire a presiunii aerului în cilindrii de frânã, ce trebuie sã fie cel mult 10 secunde, pentru cazul în care cilindrii de frânã au condus la diminuarea vitezei osiei blocate.

Traficul convenþional al trenurilor de marfã ºi cãlãtori se realizeazã la viteze de pânã la 200 km/h. Aceste trenuri sunt compuse din vagoane de marfã ºi cãlãtori tractate de locomotive. Dupã standardizarea saboþilor din fontã tip P10 în traficul internaþional ºi a folosirii exclusive a frânei cu disc la vagoanele de cãlãtori ºi marfã de tip nou ºi modernizate, s-a pus în cadrul UIC ºi ERRI, începând cu anii ’90, problema gãsirii unor noi metode pentru evaluarea puterii de frânare. Astfel, în cadrul ERRI s-au desfãºurat urmãtoarele activitãþi: – în cadrul grupei de lucru ERRI B 126.2 s-au efectuat lucrãri care permit evaluarea puterii de frânare a vagoanelor de marfã care circulã cu viteza maximã de 120 km/h. Metoda de calcul a puterii de frânare ºi încercãrile de verificare a acesteia sunt prezentate în carte la capitolul 4, punctele 4.6.1 ÷ 4.6.3.3, în raportul ERRI B126/RP14 ºi în fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a din 2002 (forma prelucratã a raportului ERRI B126/RP14);

– în cadrul grupei de lucru ERRI B 126.4 [40], [41] s-au efectuat lucrãri care permit evaluarea puterii de frânare a vagoanelor de marfã ºi cãlãtori pe domeniul de vitezã 120 ÷ 200 km/h (în cadrul traficului convenþional) ºi pe domeniul de viteze 200 ÷ 300 km/h (în cadrul traficului de mare vitezã). Metodele de calcul ale puterii de frânare ºi încercãrile de verificare ale acestora sunt prezentate în continuare.

÷ Puterea de frânare a trenurilor care circulã în traficul convenþional se exprimã prin procentul de masã frânatã l. Pentru cazul vagoanelor de cãlãtori ºi a vehiculelor motoare, echipate cu sistemul de frânã de bazã cu aer comprimat ºi sistemele de frânã suplimentare (de exemplu: frânã magneticã pe ºinã), metoda de evaluare a frânei, din anii ’60 ºi pânã în prezent, este bazatã pe mãsurarea prin încercãri a drumului de frânare. Aceastã metodã este prezentatã la punctul 4.7.2.2. din cadrul capitolului 4. Metoda de mai sus, conþinutã ºi în SR 12300/1998, utilizatã de CFR, are la bazã fiºa UIC 546 ºi parþial fiºa UIC 544.1 (ediþia a 3-a), precum ºi metoda DB. Fiºele UIC conþin o metodã experimentalã, caracterizatã prin încercãri de frânã care se efectueazã la viteze de 100, 120, 140 ºi 160 km/h, pe trenuri de cãlãtori compuse din 60 de osii. Metoda DB permite efectuarea încercãrilor, date mai sus, atât cu trenul compus din 60 de osii, cât ºi cu vagonul individual la viteze de 100, 120, 140, 160, 180 ºi 200 km/h, Metodele de evaluare a frânei conþinute în fiºele UIC 544.1 (ediþia a 3-a) ºi 546, care au fost aplicate din anii ’60 ºi pânã în anul 2002, an în care s-a aprobat în cadrul UIC fiºa UIC 544.1 (ediþia a 4-a), au la bazã o diagramã de variaþie a drumului de frânare “S” funcþie de viteza “v” ºi procentul de masã frânatã “l”. Diagrama s-a întocmit în anii ’60 când instalaþia de frânã utiliza ca material de frecare sabotul din fontã. În figura 168, de mai jos, este datã dependenþa S = f (v, l). Pe diagramã s-au introdus rezultatele încercãrilor efectuate de cãile ferate cehe CD cu un tren de cãlãtori compus din 15 vagoane de acelaºi tip frânate cu saboþi din fontã tip P10. S-au avut în vedere ºase compuneri de tren: R, R2, R3, R4, P ºi P2 din 15 vagoane la care s-a variat numãrul de vagoane izolate ºi tipul schimbãtoarelor de frânã.

Tren R: poziþia de frânare R, toate vagoanele Tren R2: poziþia de frânare R, 2 vagoane nefrânate Tren R4,3: poziþia de frânare R, toate vagoanele frânate; în conducta generalã p = 4,3 bar Tren R5: poziþia de frânare R, 5 vagoane nefrânate Tren P: poziþia de frânare P, toate vagoanele frânate Tren P2: poziþia de frânare P, 2 vagoane nefrânate

Figura 168 – Încercãri de frânã CD cu trenul de cãlãtori compus din 15 vagoane echipate cu frânã cu saboþi din fontã.

S-au reprezentat drumurile de frânare obþinute în urma efectuãrii frânãrilor rapide ale trenurilor, la care locomotiva a fost nefrânatã, de la vitezele de 120, 140, 150 ºi 160 km/h, pe caracteristica de vitezã. Prin unirea punctelor de intersecþie ale drumurilor de frânare cu caracteristicile de vitezã se obþin caracteristicile de evaluare a frânãrii, care au o poziþie aproximativ verticalã. Procentul de masã frânatã al fiecãrui tren, ltren, se obþine la intersecþia caracteristicii de evaluare cu ordonata de 1.000 m. În anii ’70, la introducerea frânei cu disc la vagoanele de cãlãtori, s-a utilizat pentru determinarea procentului de masã frânatã a trenului aceeaºi metodã ca cea prezentatã mai sus. În figura 169 s-au prezentat caracteristicile de evaluare a frânãrii pentru trenul de cãlãtori ICE al DB, compus din 16 vagoane. Cu aceste 16 vagoane s-au realizat compunerile de tren A, B, C ºi D la care au variat numãrul de vagoane izolate ºi tipul schimbãtoarelor de frânã. Procentele de masã frânatã pentru cele patru trenuri se obþin analog cu trenul CD, prin intersecþia caracteristicilor de evaluare cu ordonata de 1.000 m. Se constatã cã fiecare din caracteristicile de evaluare a frânei cu disc nu mai sunt perpendiculare pe axa procentelor de masã (vezi figura 168), acestea sunt înclinate sub un anumit unghi. Aceastã situaþie conduce, în cazul frânãrii a douã trenuri de cãlãtori cu acelaºi procent de masã frânatã, unul frânat cu saboþi ºi altul frânat cu disc, la drumuri de frânare diferite. Drumul de frânare este mai lung în cazul folosirii frânei cu disc decât în cazul folosirii frânei cu saboþi (cu câteva excepþii), aºa cum rezultã din analiza figurile 168, 169 ºi tabelul 16. Din aceste figuri, pentru cazul trenurilor R (figura 168) ºi C (figura 169), care au aproximativ aceeaºi valoare l (vezi punctele As ºi Ad) rezultã drumurile de frânare date în tabelul 16. Acestea s-au obþinut prin intersecþia caracteristicilor de evaluare a frânãrii cu caracteristicile de vitezã la valorile de 160, 140 ºi 120 km/h. Tabelul 16 Trenul R (frânat cu saboþi) C (frânat cu disc)

Viteza de încercare 160 140 120 160 140 120

Procentul de masã frânatã [%] 150 150 150 152 152 152

Drumul de frânare [m] 1.100 805 570 1.080 810 600

Tren A: 14 MW în poziþia de frânare R + Mg, 2 TK nefrânate Tren B: 10 MW în poziþia de frânare R + Mg, 2 TK ºi 4 MW nefrânate Tren C: 14 MW în poziþia de frânare R, 2 TK nefrânate Tren D: 10 MW în poziþia de frânare R, 2 TK ºi 4 MW nefrânate în care: MW – vagon motor de cãlãtori din corpul trenului; TK – vagon motor de cãlãtori din capetele trenului.

FRÂNAREA ELECTRICÃ 329

Figura 169 – Încercãri de frânã DB cu trenul de cãlãtori ICE compus din 14 vagoane cu frâna disc.

Unele administraþii de cale feratã, din motive de siguranþa circulaþiei, folosesc pentru evaluarea frânãrii trenurilor echipate cu frânã cu disc valoarea lui ltren obþinut din intersecþia ordonatei de 700 m cu caracteristica de vitezã de 120 km/h. Aplicând aceastã metodã din figura 169 rezultã pentru trenul C un ltren de 145% (vezi punctul Bd) în loc de 152% (vezi tabelul 16). Tot din motive de siguranþã a circulaþiei, alte administraþii de cale feratã folosesc pentru evaluarea frânãrii vagoanelor de cãlãtori anexa 5 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a din 1997, aplicabilã vagoanelor de marfã ºi cãlãtori care circulã în regimul de frânare P. În acest caz, se are în vedere ºi faptul cã încercãrile de evaluare a frânãrii, efectuate cu trenuri formate din 15 vagoane de cãlãtori, sunt laborioase ºi neeconomice. Având în vedere cele de mai sus, în cadrul UIC ºi ERRI [40], [41] s-a pus problema îmbunãtãþirii metodei de evaluare a frânãrii trenurilor care circulã în traficul convenþional cu viteze situate în domeniul 120 ÷ 200 km/h ºi a trenurilor de mare vitezã care circulã parþial ºi pe secþii de cale feratã echipate cu sistemele de semnalizare clasice (semnal prevestitor ºi semnal de oprire).

÷ Propunerile de îmbunãtãþire a metodei de evaluare a frânei s-au bazat pe diagramele S = f (v, l) date în figura 168 sau figura 169. Cu ajutorul acestora s-au obþinut perechi de valori drumuri de frânare-procent de masã frânatã, cu utilizarea exclusivã a caracteristicilor de vitezã de 120 km/h. Cazul trenurilor ICE de la DB, echipate cu frânã disc Pentru evaluarea frânãrii trenurilor ICE s-a utilizat din figura 169 numai caracteristica de vitezã de 120 km/h ºi metodologia datã la pct. 6.3.2. S-au reþinut urmãtoarele perechi de valori, drumuri de frânareprocent de masã frânatã, care sunt date în tabelul 17 de mai jos. Din tabelul 17, dacã se face pentru poziþiile de frânare R ºi R+Mg raportul procentelor de masã frânatã, rezultã urmãtoarele valori: 140 – în poziþia R: = 1, 39; 100, 5 190 – în poziþia R + Mg: = 1, 41; 134

Tabelul 17 Compunerile trenului Poziþiile de Drumul de Procentul de masã ICE frânare frânare [m] frânatã [%] Trenul A 14 MW frânate R + Mg 455 190 2 TK nefrânate – Trenul B 10 MW frânate R + Mg 628 134 2 TK ºi 4 MW nefrânate – Trenul C 14 MW frânate R 600 140 2 TK nefrânate – Trenul D 10 MW frânate R 815 100,5 2 TK ºi 4 MW nefrânate – NOTÃ: Semnificaþiile prescurtãrilor MW ºi TK din tabelul 17 sunt date în figura 169.

Aceste rapoarte exprimã, pentru aceeaºi poziþie a schimbãtoarelor de frânã, influenþa numãrului de vagoane izolate din trenul compus din 16 vehicule asupra mãrimii procentului de masã frânatã. Se constatã cã, atât pentru poziþia R, cât ºi pentru poziþia R + Mg, rapoartele de masã frânatã sunt apropiate de valoarea 1,4. Cazul trenurilor CD echipate cu frânã cu saboþi din fontã Pentru evaluarea frânãrii trenurilor CD s-a utilizat din figura 169 numai caracteristica de vitezã de 120 km/h ºi metodologia datã la subpct. 6.3.2. Din aceastã figurã, rezultã perechile de valori drumuri de frânareprocent de masã frânatã (date în tabelul 18):

Tabelul 18

Compunerile de frânare Procentul de masã Poziþiile de frânare Drumul[m] frânatã [%] trenului CD Trenul R2 13 vagoane frânate R 647 130 2 vagoane izolate – Trenul R5 10 vagoane frânate R 838 97,5 5 vagoane izolate – Trenul P2 13 vagoane frânate P 894 90,5 2 vagoane izolate – Trenul P5 P 1.128 69,5 10 vagoane frânate 5 vagoane izolate –

Pentru poziþiile de frânare R ºi P, cu valorile din tabelul 18, s-au calculat raportul procentelor de masã frânatã, dupã cum urmeazã:

130 = 1, 333; 97, 5 90,5 – în poziþia P: = 1, 302. 69, 5 Rapoartele exprimã, pentru aceeaºi poziþie a schimbãtoarelor de frânã, influenþa numãrului de vagoane izolate din trenul compus din 15 vagoane asupra mãrimii procentului de masã frânatã. Se constatã cã rapoartele au valori apropiate de 1,3. Din analiza rapoartelor procentelor de masã frânatã fãcutã pentru trenurile DB ºi CD, de mai sus, rezultã cã, indiferent de tipul materialului de frecare, influenþa numãrului de vagoane izolate asupra mãrimii procentului de masã frânatã este de acelaºi ordin de mãrime. – în poziþia R:

÷ Trenurile care circulã cu viteze mai mari de 160 km/h sunt echipate, în general, cu frânã cu disc. Diagrama de variaþie S = f (l, v) utilizatã pentru evaluarea frânãrii la pct. 6.3.2. (figura 168 sau figura 169) se poate completa cu caracteristicile de vitezã de 180 ºi 200 km/h, având ca bazã frâna cu disc a trenurilor ºi comanda electropneumaticã a frânei pneumatice. În figura 170 este prezentatã diagrama de variaþie S = f (v, l) pentru evaluarea frânãrii trenurilor care circulã cu viteze maxime de pânã la 200km/h. Aceastã diagramã este conþinutã în fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a, din anul 2002, ca anexa A1 pentru evaluarea frânei trenurilor de marfã ºi cãlãtori care circulã în poziþiile de frânare P, R, R + Mg. Descrierea metodelor folosite pentru extinderea variaþiei S = f (v, l), cu caracteristicile de vitezã de 180 km/h ºi 200 km/h sunt date mai jos. ÷

l l

În anul 1936 subcomisia UIC pentru probleme de frânã a definit masa frânatã a unui tren de cãlãtori compus din 15 vagoane. Încercãrile pentru

Figura 170 – Diagrama de evaluare a frânãrii trenurilor de marfã ºi cãlãtori frânate în poziþiile P, R, R + Mg.

determinarea masei frânate ale unui vagon de cãlãtori nou construit trebuiau sã se facã prin comparaþie cu un vagon etalon. Francezul Pédelucq a întocmit în anul 1936, pentru un tren compus din vagoane etalon sau vagoane de acelaºi tip, o formulã care evalueazã procentul de masã frânatã pe baza drumurilor de frânare ºi a vitezelor de început ale frânãrii. Formula a þinut cont de curbele de frânare obþinute cu terenul compus din vagoane etalon. Aceastã formulã a fost folositã în cadrul UIC, în anul 1956, pentru determinarea caracteristicilor de evaluare a frânãrii trenurilor echipate cu sistemul de frânã de bazã cu aer comprimat ºi saboþi din fontã. Formula lui Pédelucq, sau formula UIC, a fost introdusã în fiºa UIC 546 în anul 1961 în forma datã de relaþia (206), de mai jos. 100 × j × v 2 100 × j × v 2 (206) S= = 1, 09375 × l + 12,7 1, 09375 × (l + 11, 6) în care: v – viteza trenului [km/h]; l – procentul de masã frânatã [%]; j – coeficient de corecþie funcþie de vitezã. Coeficientul j are valori date în fiºa UIC 546 din anul 1961 pentru domeniul de viteze 70 ÷ 160 km/h. Reprezentarea graficã a formulei UIC este datã, din anul 1966, ca anexa 6 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 3-a. Aceastã anexã s-a utilizat pentru evaluarea frânãrii vagoanelor de cãlãtori ºi a locomotivelor pânã în anul 2002. Datoritã lucrãrilor grupei de lucru ERRI B126.4 din anii ’90, care sunt prezentate mai jos, s-a completat anexa 6 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 3-a, cu caracteristicile de vitezã de 180 km/h ºi 200 km/h ºi s-a introdus ca anexa A1 în fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a, din 2002.

Formula UIC datã în relaþia (206) poate fi prezentatã ºi sub forma: j 100 × × v2 1, 09375 F× v2 C (207) S= = = l + 11, 6 l + 116 , l + 116 , în care: C = F × v 2 ºi F = 100 ×

j 1, 09375

Coeficienþii j, F ºi C, calculaþi funcþie de vitezã pe domeniul de vitezã 120 ÷ 160 km/h, sunt daþi în tabelul 19, de mai jos. Tabelul 19 v [km/h] j F C

120 0,0696 6,3634 91.633

140 0,0731 6,6834 130.905

150 0,0742 6,784 152.640

160 0,0755 6,9029 176.714

În formula (207) s-au introdus valori pentru factorul C ºi s-a obþinut forma graficã a formulei UIC datã în anexa 6 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 3-a, pentru viteza maximã de 160 km/h ºi saboþi din fontã. Pentru extinderea caracteristicilor de vitezã la valorile de 180 km/h ºi 200 km/h trebuie sã se þinã seama de caracteristicile frânei cu disc ºi comanda electropneumaticã a frânei de bazã cu aer comprimat. Ipoteza principalã luatã în considerare este legatã de faptul cã deceleraþia medie la frânarea cu sistemele de frânã moderne (frânã cu disc) variazã lent în domeniul vitezelor ridicate comparativ cu deceleraþia medie la frânarea cu saboþi din fontã, unde aceasta variazã mai accentuat. Aceastã ipotezã este confirmatã de variaþia deceleraþiilor medii “am” funcþie de viteza “v” date în figura 171. Aceastã figurã s-a obþinut pe baza încercãrilor CD cu un tren cu acelaºi tip de vagoane de cãlãtori frânate cu saboþi din fontã ºi pe baza încercãrilor DB cu un tren compus din 16 vagoane de cãlãtori frânate cu disc.

Figura 171 – Variaþia deceleraþiilor medii “am” în funcþie de viteza “v” la frâna cu disc ºi frâna cu saboþi din fontã: D – frâna cu disc; K – frâna cu saboþi din fontã.

Având în vedere cele prezentate mai sus, în cadrul grupei ERRI B 126.4 s-au utilizat 2 metode de completare a anexei 6 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 3-a. Diferenþele care apar între cele douã metode din punct de vedere al mãrimii drumului de frânare sunt neimportante, aºa cum rezultã din tabelele 20.1, 20.2 ºi 20.3. Tabelul 20.1 – Drumuri de frânare dupã metoda corecþiei coeficienþilor formulei UIC* [m] Procentul de masã frânatã l [%] S180: Drumuri de frânare la 180 km/h S200: Drumuri de frînare la 200 km/h

100

120

140

160

180

200

220

240

2.044

1.734

1.505

1.330

1.191 1.078

985

907

2.577

2.186

1.897

1.676

1.501 1.359 1.242 1.143

Tabelul 20.2 – Drumuri de frânare dupã metoda a II-a, calculul frânei [m] Procentul de masã 100 120 140 160 180 200 220 240 frânatã l [%] S160: Drumuri de 832 763 700 frânare la 160 km/h 1.582 1.340 1.170 1.028 920 S180: Drumuri de 901 frânare la 180 km/h 2.040 1.729 1.510 1.326 1.187 1.072 983 S200: Drumuri de frânare la 200 km/h 2.570 2.181 1.906 1.675 1.498 1.353 1.240 1.135 Tabelul 20.3 – Diferenþa între tabelul 20.1 ºi tabelul 20.2 [m] Procentul de masã frânatã l [%] Diferenþa la 180 km/h Diferenþa la 200 km/h * Formulele

100

120

140

160

180

200

220

240

+4 +7

+5 +5

–5 –9

+4 +1

+4 +3

+6 +6

+2 +2

+6 +8

S180 =

228.219 287.620 ; S 200 = l + 116 , l + 116 ,

În continuare, se prezintã metoda corecþiei coeficienþilor daþi în formula UIC (relaþia 207). Metoda corecþiei coeficienþilor formulei UIC a) Calculul deceleraþiei medii “am” Din ecuaþia lui Galilei rezultã: 1 v2 am = × 3, 6 2 2 × s

(208)

Din relaþia (207) s-a reþinut: F× v2 S= l + 11, 6

(209)

Introducând relaþia (209) în relaþia (208) se obþine: 1 v 2 l + 11, 6 am = × × 3, 6 2 2 F × v 2 (210) 1 a m = (0, 03858 × l + 0, 44753) F Din analiza rezultatelor încercãrilor de frânã pe trenuri echipate cu frâne moderne, s-a constatat cã deceleraþia medie “am” la efectuarea frânãrilor rapide de la vitezele de 120 ºi 140 km/h, rãmâne constantã. Aceasta se micºoreazã în zona vitezelor mai mari de 140 km/h. Dacã se þine seama de influenþa frânei cu aer comprimat ºi a comenzii electropneumatice asupra mãrimii deceleraþiei medii, am, datã de relaþia (210) ia forma: 1 1 am = k × × (0,03858 × l + 0,44753) = × (0,03858 × l + 0,44753) (211) F120 Fi în care:

1 × F120 k k – coeficient de reducere, care þine seama de influenþa frânei cu aer comprimat ºi comenzii electropneumatice a acesteia, a cãrui valoare s-a determinat prin încercãri; F120 – valoarea lui F pentru v = 120 km/h, datã în tabelul 19. Valorile coeficienþilor k ºi Fi sunt date în tabelul 21, funcþie de vitezã. Fi =

Tabelul 21 vi [km/h] k Fi

120 1

140 1

160 0,99

180 0,97

200 0,95

6,3634

6,3634

6,4277

6,5602

6,6983

Pentru calculul deceleraþiilor medii pentru viteze mai mari de 160 km/h se mai iau în considerare urmãtoarele: – caracteristica de vitezã la valoarea de 160 km/h conform relaþiei (207) ºi tabelului 19; – la viteza v = 160 km/h, coeficientul k = 0,99 din tabelul 21 va fi mo-

dificat la o valoare k ¢ (pentru a þine cont de influenþa frânei cu disc ºi a comenzii electropneumatice asupra deceleraþiei medii). Valorile coeficientului k ¢ pentru vitezele de 180 ºi 200 km/h se determinã cu relaþiile: 0, 97 k ¢ 180 = k ¢ 160 × = 0, 9797 0, 99 0, 95 k ¢ 200 = k ¢ 160 × = 0,9595 0, 99 Cu noile valori k ¢ se face calculul deceleraþiilor medii pentru vitezele de 180 ºi 200 km/h cu ajutorul formulei (211). b) Calculul caracteristicilor de vitezã la valorile de 180 km/h ºi 200 km/h. Diagrama de variaþie S = f (v, l) pentru aceste viteze cu utilizarea coeficienþilor de corecþie a formulei UIC. Cunoscând coeficienþii k ¢ pentru vitezele de 180 km/h ºi 200 km/h, se calculeazã coeficientul F¢ cu formula: 1 F¢= × F160 k¢ F¢ v 2 Relaþia (209) devine: S = l + 11, 6 notând F¢×v 2 = C, se obþine o nouã relaþie pentru calculul drumului de frânare: C¢ (212) S= l + 11, 6 Valorile lui k ¢, F¢ ºi C ¢ sunt date în tabelul 22, pentru vitezele de 180 km/h ºi 200 km/h. v [km/h] K´ F¢ C´

180 0,98 7,0438 228.219

Tabelul 22 200 0,96 7,1905 287.620

Prin introducerea coeficienþilor de corecþie k ¢, F¢ ºi C ¢ s-a putut completa anexa 6 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 3-a, cu caracteristicile de vitezã la valorile de 180 km/h ºi 200 km/h. Aceastã anexã este conþinutã în fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a din 2002, sub noua denumire: anexa A1, iar în carte la figura 172.

c) Verificarea experimentalã a anexei 6 din fiºa UIC 544.1, ediþia a 3-a, completatã cu caracteristicile de vitezã la valorile de 180 ºi 200 km/h Echipamentul de frânã al ICE Pentru verificarea experimentalã a completãrilor anexei 6 a fiºei UIC 544.1 cu caracteristicile de vitezã la valorile de 180 ºi 200 km/h, DB a efectuat încercãri de frânã cu trenul ICE dat la pct. 6.3.2. Echipamentul de frânã al celor 16 vagoane motoare ale trenului ICE constã din: – frânã cu disc (douã discuri de frânã pe osie) cu comandã electropneumaticã ºi frânã electricã recuperativã pentru cele douã vagoane motoare TK din capetele trenului; – frânã cu disc (patru discuri de frânã pe osie – date în figura 172) cu comandã electropneumaticã ºi frânã electricã recuperativã pentru cele 14 vagoane motoare MW din corpul trenului; – frânã magneticã pe ºine. Vagonul motor MW, din corpul trenului, are tara de 52 tone, iar vagonul motor TK, din capul trenului, are tara de 81 tone. Masa totalã a trenului este de 890 t. Prin intermediul comenzilor electropneumatice se realizeazã iniþierea frânãrii ºi slãbirii frânei de bazã cu aer comprimat (pneumaticã) care acþioneazã frâna cu disc. Frâna magneticã pe ºine acþioneazã numai în cazul frânãrilor rapide (la scãderea presiunii aerului în conducta generalã de aer sub 3 bar). La frânãrile de serviciu se utilizeazã preferenþial frâna electricã.

Figura 172 – Frâna cu disc montatã pe o osie a unui vagon motor din corpul trenului ICE.

Figura 173 – Variaþia drumurilor de frânare în funcþie de viteza “v” ºi deceleraþia medie “am” pentru câmpurile A ºi B ale trenului ICE.

Condiþii de efectuare a încercãrilor de frânã al ICE Încercãrile de frânã cu trenul ICE s-au efectuat pe o porþiune de linie situatã în palier ºi aliniament. S-au efectuat frânãri rapide pentru poziþiile de frânare R ºi R + Mg. Vitezele la începutul frânãrii au fost de 100, 120, 140, 150, 160, 180 ºi 200 km/h ºi în unele cazuri 220, 240, 260 ºi 280 km/h. Pentru fiecare treaptã de vitezã încercãrile s-au repetat de 3 sau 4 ori. Înainte de începerea încercãrilor date mai sus, s-a verificat influenþa comenzilor electropneumatice asupra vitezei undei de frânare a trenului. S-a constatat cã efectul comenzilor electropneumatice este comparabil cu cel al frânãrilor rapide din punctul de vedere al vitezei undei de frânare. Rezultatele încercãrilor de frânã Încercãrile de frânã s-au efectuat cu cele 4 compuneri de tren A, B, C ºi D date la subpct. 6.3.2. În cadrul acestui punct se prezintã un exemplu din încercãrile efectuate. Astfel, în figura 173, sunt reprezentate grafic valorile drumului de frânare “S” funcþie de viteza “v” ºi deceleraþia medie “am” pentru compunerile A ºi B. În cazul compunerii A se remarcã cã încercãrile s-au extins pânã la 280 km/h. În figura 173 s-au reprezentat curbele de frânare S = f (v, am) corespunzãtor poziþiilor de frânã R + Mg. Curba A reprezintã rezultatele încercãrilor cu compunerea A realizatã din 16 vagoane din care 14 vagoane motoare MW au fost cu frâna în acþiune, iar vagoanele motoare de capãt TK au fost izolate. Curba B reprezintã rezultatele încercãrilor cu compunerea B realizatã din 16 vagoane din care 10 vagoane motoare MW au fost în acþiune, restul vagoanelor motoare din tren fiind izolate. În figura 174 s-a reprezentat un extras din înregistrãrile încercãrilor trenului ICE cu compunerea A, care se referã la variaþia parametrilor mãsuraþi funcþie de timp. Frânarea rapidã s-a efectuat de la viteza de 257,2 km/h, cu compunerea A a trenului care a avut 14 vagoane motoare MW în acþiune ºi cele douã vagoane motoare de capãt TK izolate. Evaluarea rezultatelor încercãrilor de frânã ale trenului ICE Pentru evaluarea încercãrilor de frânã ale trenului ICE, grupa de lucru ERRI B126.4 a folosit atât rezultatele încercãrilor de frânã cu compunerile A ºi B, cât ºi rezultatele încercãrilor de frânã cu compunerile C ºi D. În figura 175 s-au reprezentat curbele de frânare S = f (v, l) obþinute cu compunerile A, B, C ºi D ale trenului ICE, pe anexa 6 a fiºei UIC 544.1, ediþia a 3-a, completatã cu caracteristicile de vitezã de 180 ºi 200 km/h.

Figura 174.

FRÂNAREA ELECTRICÃ 343

Figura 175 – Rezultatele încercãrilor de frânã cu trenul ICE reprezentate pe anexa b a fiºei UIC 544.1, ediþia a 3-a, completatã cu caracteristicile de vitezã de 180 ºi 200 km/h.

Curbele de evaluare a puterii de frânare a trenurilor este aproximativ verticalã. Modul de utilizare a anexei 6 a fiºei UIC 544.1, ediþia a 3-a, completatã cu caracteristicile de vitezã de 180 ºi 200 km/h. Modul de evaluare a frânãrii trenurilor de marfã ºi cãlãtori care circulã cu viteze de pânã la 200 km/h, cu utilizarea anexei 6 datã mai sus, este datã în fiºa UIC 544.1, ediþia a 4-a, din anul 2002. În aceastã fiºã anexa 6 este regãsitã sub forma anexei A1 care permite evaluarea frânei trenurilor de marfã ºi cãlãtori care sunt frânate pe poziþiile P, R, R + Mg.

÷

În traficul de mare vitezã trenurile au compunere omogenã, din mai multe unitãþi, de regulã motoare. Puterea lor de frânare, cu excepþia unor incidente (frâne izolate, coeficient de frecare scãzut datoritã umiditãþii), rãmâne constantã. Sistemul de semnalizare pe liniile de mare vitezã este conceput pentru frânãrile de serviciu ºi, în consecinþã, puterea de frânare instalatã nu este utilizatã decât parþial. Trenurile de mare vitezã sunt echipate cu un dispozitiv de control continuu al vitezei care, în anumite cazuri impune declanºarea frânãrii rapide. În acest caz instalaþia de frânã trebuie sã permitã oprirea trenului fãrã pericol, înaintea punctului de oprire. Siguranþa circulaþiei nu poate fi garantatã decât în cazul în care existã un drum de frânare al trenului mai mic decât cel oferit de tehnica de semnalizare. Actualele sisteme de semnalizare ºi de control al vitezei utilizate de diferitele administraþii de cale feratã diferã între ele ºi în consecinþã ºi reglementãrile în domeniu sunt diferite. În prezent se implementeazã sistemul de semnalizare european cunoscut sub numele de ETCS, care va elimina diferenþele sistemelor naþionale de semnalizare. Instalaþiile de frânã folosite pe trenurile de mare vitezã trebuie sã þinã cont de urmãtoarele situaþii: – pe liniile cu circulaþie intensã drumurile de frânare trebuie sã fie scurte, ceea ce conduce la o putere de frânare mare; – dacã sistemul de semnalizare permite drumuri de frânare mai lungi, puterea de frânare poate fi mai scãzutã;

– indiferent de tipul sistemului de semnalizare, puterea de frânare trebuie sã permitã oprirea trenului, funcþie ºi de evenimentele neprevãzute, într-un drum de frânare limitã.

Puterea de frânare a trenurilor care circulã cu viteze mari trebuie sã asigure: – oprirea pe drumurile de frânare pentru cazul frânãrilor de serviciu, totalã ºi rapidã; – îndeplinirea criteriilor suplimentare care sã permitã controlul continuu al vitezei. În consecinþã, trenurile de mare vitezã trebuie sã dispunã de un sistem de control al vitezei care sã permitã, cu ajutorul forþei de frânare, obþinerea în timpul frânãrii a unor valori ale deceleraþiilor prestabilite, necesare pe diversele intervale de vitezã. În figura 176 sunt date deceleraþiile prestabilite ab1, ab2, ab3 pe trei intervale de vitezã, încadrate funcþie de drumul de frânare, de la viteza maximã pânã la oprire.

Figura 176 – Deceleraþii prestabilite pe intervale de vitezã funcþie de drumul de frânare.

Drumul de frânare parcurs de tren din momentul frânãrii de la viteza iniþialã (viteza v0) pânã la oprire este dat de relaþiile: S = Se + S1 + S2 + S3 (213) v 2 - v12 v12 - v 22 v2 (214) S = v0 t + 0 + + 2 2 a b1 2a b2 2 a b3 Definirea mãrimilor date în relaþiile (213) ºi (214) se face cu ajutorul figurii 177.

Figura 177 – Definirea timpilor ºi a forþei de frânare.

În figura 177 s-au notat cu: te – timpul echivalent de frânare (de umplere a cilindrului de frânã): t t e = t 0 + s [s]; 2 t0 – timpul scurs între comanda frânei ºi momentul în care forþa de frânare devine activã; ts – timpul de umplere al cilindrului de frânã din momentul intrãrii aerului în acesta ºi pânã în momentul atingerii a 95% din presiunea maximã; abn – deceleraþia medie la frânare stabilitã pe intervalul de vitezã:

a bn =

v n2 - v n2+1 [m/s2]; 2Sn

Fmax – forþa de frânare maximã [kN]; v0 – viteza iniþialã [m/s]; vn, vn+1 – vitezele intermediare [m/s]; S – drumul de frânare [m]; Se – drumul de frânare parcurs în timpul echivalent de frânare [m]; Se = v0 te [m]; S1, S2, ... Sn – drumul de frânare parcurs în plaja de viteze vn, vn+1 [m]. În cazul trenurilor de mare vitezã, drumurile de frânare se obþin þinând cont de tehnica de semnalizare. Aceste trenuri trebuie sã opreascã fãrã pericol ºi în cazul unor condiþii climatice ºi de aderenþã nefavorabile. Puterea de frânare a trenurilor de mare vitezã trebuie sã asigure deceleraþiile medii date în figura 178. Pentru caracteristicile am = f (v) din figura 178 se obþin drumuri de frânare care nu iau în considerare profilul liniei, caracteristicile proprii de rãspuns a sistemului de control al vitezei ºi a sistemului de semnalizare. Influenþa în timp a acestor parametri poate fi calculatã cu formula SNCF: v2 2a m

Figura 178 – Puterea de frânare a trenurilor de mare vitezã exprimatã de curba am = f (v).

În cazul folosirii tehnicii de semnalizare la frânarea trenurilor de mare vitezã se va instala pe vehiculele trenului o putere de frânare care realizeazã anumite drumuri de frânare prin impunerea deceleraþiilor medii la frânare. Pe baza curbei “a” din figura 178 se pot stabili urmãtoarele deceleraþii medii la frânarea efectuatã pe urmãtoarele intervale de vitezã: – 0,50 m/s2 de la 300 km/h la 250 km/h; – 0,60 m/s2 de la 250 km/h la 200 km/h; – 0,70 m/s2 de la 200 km/h la 150 km/h; – 0,90 m/s2 de la 150 km/h la 0 km/h. Deceleraþiile medii date mai sus au în vedere, în plus, un timp echivalent de frânare te = 3 s, iar drumurile de frânare corespunzãtoare sunt urmãtoarele: – 5.750 m pentru am = 0,604 m/s2 la 300 km/h; – 3.580 m pentru am = 0,673 m/s2 la 250 km/h; – 2.100 m pentru am = 0,737 m/s2 la 200 km/h; – 1.090 m pentru am = 0,797 m/s2 la 150 km/h. În cazul în care se respectã deceleraþiile de frânare, corespunzãtor curbei “b” din figura 178, cu excepþia punctului comun cu cel al curbei “a” de la viteza de 150 km/h (cazul drumurilor de frânare obþinute cu ajutorul tehnicii de semnalizare) trebuie ca trenul sã fie frânat rapid cu luarea în considerare a urmãtorilor factori: – calea situatã în palier iar încãrcarea trenului este egalã cu numãrul de locuri × 80 kg/loc; – frâna electricã izolatã; – un distribuitor de aer al unui vagon motor intermediar izolat; – aderenþa scãzutã faþã de prevederile fiºei UIC 541.05; – coeficientul de frecare al garniturii de frecare influenþat de umiditate.

Pentru condiþii normale de exploatare ºi cu toate frânele în stare de funcþionare s-a stabilit de cãtre grupa de lucru ERRI B126.4 [41] urmãtoarele deceleraþii medii am: – 0,75 m/s2 pe domeniul de viteze 300 ÷ 250 km/h; – 0,85 m/s2 pe domeniul de viteze 250 ÷ 200 km/h; – 0,95 m/s2 pe domeniul de viteze 200 ÷ 150 km/h; – 1,20 m/s2 pe domeniul de viteze 150 ÷ 0 km/h.

Þinând cont ºi de timpul echivalent de frânare te = 3 s, mai jos se dau pentru perechile de valori “am” ºi “v” urmãtoarele drumuri de frânare “S”: – S = 4.120 m pentru am = 0,843 m/s2 la v = 300 km/h; – S = 2.660 m pentru am = 0,905 m/s2 la v = 250 km/h; – S = 1.600 m pentru am = 0,964 m/s2 la v = 200 km/h; – S = 850 m pentru am = 1,025 m/s2 la v = 150 km/h. Valorile de mai sus sunt reprezentate grafic prin curba “C” din figura 178. La proiectarea instalaþiilor de frânã trebuie sã se prevadã o putere minimã de frânare necesarã pentru obþinerea deceleraþiilor medii reprezentate de curba “C”.

Liniile DB, FS ºi SNCF pentru circulaþia la viteze mai mari de 200 km/h sunt echipate cu sisteme de semnalizare care diferã de cele clasice. În continuare se prezintã sistemul de semnalizare LZB de la cãile ferate germane DB. Acest sistem se diferenþiazã de sistemul clasic de semnalizare de la DB prin urmãtoarele: – drumurile de frânare nu se limiteazã strict ca în cazul semnalizãrii clasice, acestea putând fi adaptate puterii de frânare a trenului; – viteza trenului este controlatã continuu.

Figura 179 – Curbele de frânare ºi de control al frânãrii pentru sistemul LZB.

Sistemul LZB permite selectarea a 12 curbe de frânare teoreticã. Fiecãreia dintre ele îi corespunde o curbã de control continuu al frânãrii. Curbele de frânare sunt determinate pe baza deceleraþiilor medii constante. În figura 179 sunt prezentate curbele de frânare ºi de control al frânei. Aceste curbe sunt folosite la circulaþia trenurilor ICE nr. 6 al DB. În cazul în care trenul ICE este echipat cu instalaþie de control continuu al vitezei, atunci în mod automat viteza este adaptatã în funcþie de curbele de control. În figura 180 sunt prezentate 12 curbe de control al frânãrii pentru trenurile ICE de la DB îmbunãtãþite dupã experienþa acumulatã pe trenurile ICE generaþia 1. Procentele de masã frânatã necesare pentru frânarea pe cele 10 curbe de control a frânãrii funcþie de vitezã ºi declivitate.

Figura 180 – Curbele LZB de control a frânei la trenurile ICE. Procentul de masã frânatã realizat Viteza Panta 101 120 145 163 184 206 228 Curba LZB în funcþie de masa frânatã 5% 4 5 6 7 8 9 10 £ 160 km/h 12,5% 3 4 5 6 7 8 9 Domeniul 5% 3 4 5 6 7 8 9 £ 200 trenurilor de km/h 12,5% 2 3 4 5 6 7 8 marfã 5% 4 5 6 7 8 £ 250 km/h 12,5% 3 4 5 6 7 5% 3 4 5 6 7 £ 300 km/h 12,5% 2 3 4 5 6 Figura 181 – Curbele de frânare activate de LZB în funcþie de procentul de masã frânatã, vitezã ºi pantã.

FRÂNAREA ELECTRICÃ

351

Capitolul 7 u

CONDIÞII PENTRU FRÂNAREA TRENURILOR DE MARFÃ PE PANTELE MARI

În anii ’90 s-au semnalat la cãile ferate mai multe cazuri de defecte de roþi monobloc care echipeazã vagoanele de marfã care circulã în regimul SS. UIC a încredinþat grupei de lucru ERRI B126.5 efectuarea lucrãrilor de cercetare ºi încercãri în vederea stabilirii mãsurilor care se impun pentru eliminarea defectelor roþilor monobloc. Grupa de lucru ERRI B126.5 a prezentat în lucrarea [43] cercetãrile ºi încercãrile efectuate pe componente de frânã, pe trenuri ºi pe vagoane de marfã. Trenurile ºi vagoanele de marfã supuse încercãrilor au fost echipate cu saboþi din fontã tip P10. În urma cercetãrilor s-a stabilit cã roþile unui vagon de marfã încãrcat ºi echipat cu instalaþii de frânã proporþionale cu încãrcãtura apte pentru regimul de circulaþie SS, dacã este frânat pe pante mari într-un tren de marfã compus din vagoane de marfã echipate cu instalaþii de frânã apte pentru regimul de circulaþie S, sunt supuse unui regim termic ridicat. Aceleaºi concluzii rezultã din lucrarea [44] pentru cazul vagoanelor de marfã echipate cu saboþi de frânã din materiale compozite tip K care are coeficient de frecare mediu de 0,35. De menþionat cã din septembrie 2000 în traficul internaþional s-a admis folosirea saboþilor de frânã tip K. Prevederile UIC referitoare la construcþia ºi exploatarea vagoanelor de marfã echipate cu saboþi de frânã K sunt date în lucrarea [45].

La capitolul 4, subpunctul 4.6.5 sunt date în figura 128 procentele de masã frânatã funcþie de încãrcãtura pentru vagoanele de marfã echipate

cu saboþi din fontã tip P10 ºi din materiale compozite tip K (care circulã în regimurile S ºi SS). Pe vagoanele de marfã apte regimului de circulaþie SS echipate cu frâne proporþionale cu încãrcãtura, indiferent de tipurile de saboþi date mai sus, se poate utiliza metoda de reducere a regimului termic prin modificarea caracteristicii releului de presiune. Prin aceastã metodã, datã în lucrarea [44], se urmãreºte ca în timpul frânãrilor de serviciu efectuate pe pantele mari pentru valorile presiunilor din conducta generalã situate în domeniul 4,2 ÷ 4,6 bar, caracteristica releului sã reducã forþele de apãsare pe saboþi. Aceastã reducere a forþelor de apãsare pe saboþi de la vagonul de marfã care circulã în regimul de circulaþie SS se face la nivelul regimului de circulaþie S. În cazul frânãrilor de serviciu mai puternice, la care presiunile în conducta generalã se situeazã în domeniul 4,2 ÷ 3,8 bar forþele de apãsare pe saboþi cresc din nou pânã la atingerea valorilor maxime (frânãri totale ºi rapide). În figura 182 este datã caracteristica modificatã a releului de presiune unde presiunea aerului în cilindrul de frânã pCF este în funcþie de presiunea aerului în conducta generalã pCG.

Figura 182 – Curba caracteristicã teoreticã pCF = f (pCG) la releul de presiune.

În raportul ERRI B126/DT 366 [46] este datã metoda creºterii procentelor de masã frânatã pentru stabilirea vitezelor admise la frânarea pe pantele mari a trenurilor de marfã care au în compunere vagoane apte circulaþiei în regimul SS. Metoda constã din urmãtoarele:

În lucrarea [43] elaboratã de grupa de lucru ERRI B126.5 se dã coeficientul de evaluare “f” a pantelor mari. Formula coeficientului “f” este datã mai jos: FR × l (215) f= FE i - 100 m în care: FR – forþa de frânare admisã pe roatã [kN]; l – procentul de masã frânatã al trenului [%]; m – masa trenului [t]; i – declivitatea (panta sau rampa caracteristicã) [‰]; FE – forþa de frânare electricã a locomotivei [kN].

Utilizarea formulei (215), de calcul al coeficientului “f” depinde de metoda de frânare a trenului de marfã pe pantele mari. La circulaþia pe pantele mari se folosesc douã metode de frânare: a) metoda de frânare cu depresiuni mici în conducta generalã; b) metoda de frânare cu depresiuni mari în conducta generalã (metoda dinþi de fierãstrãu). În afara metodelor de frânare date mai sus, s-au stabilit ºi alte mãsuri tehnice de frânare care sunt date mai jos corespunzãtor valorilor coeficientului de evaluare “f” dupã cum urmeazã: f > 13 se foloseºte metoda de frânare a); f ³ 13 ³ 11,5 se foloseºte obligatoriu metoda de frânare dinþi de fierãstrãu;

Figura 183 – Forþa de frânare admisã pe o roatã frânatã cu saboþi dubli.

f < 11,5 se folosesc ºi alte mãsuri tehnice de frânare (frâna electricã, etc.). Pe pantele caracteristice mai mici de 10‰ nu se ia în considerare coeficientul de evaluare “f”. Pentru secþiile de cale feratã cu pante caracteristice mai mari de 10‰, a cãror lungime este mai mare de 10 km sunt date în figura 183 forþele de frânare admise pe roata frânatã cu saboþi dubli în funcþie de vitezã. În figura 183 curbele de vitezã pe domeniul 50 ÷ 80 km/h s-au determinat de grupa de lucru ERRI B169.3, iar curbele de vitezã de 40 ºi 90 km/h s-au reprezentat prin metoda extrapolãrii de cãtre aceeaºi grupã. Multe administraþii de cale feratã, printre care ºi CFR, nu iau în considerare, pentru determinarea procentului de masã frânatã a trenului, masa frânatã a locomotivei sau locomotivelor, deoarece: – frâna cu aer comprimat a locomotivei sau locomotivelor nu se utilizeazã în cazul frânãrilor pe pante lungi; – forþa de frânare electricã a locomotivei este luatã în considerare în formula (215) prin notaþia FE. În formula (215), valoarea lui l se introduce dupã relaþia de mai jos: Bvag (216) l = 100 m unde: m – mvag + mL [t]; mvag – masa vagoanelor trenului [t]; mL – masa locomotivei sau a locomotivelor [t]; Bvag – masa frânatã a vagoanelor trenului [t]. Metoda de frânare influenþeazã esenþial asupra regimului termic al roþilor vagoanelor din compunerea trenului deoarece la frânarea pe pante mari vagoanele nu sunt frânate identic. Astfel la slãbirea trenului, în cazul unor ºocuri de umplere lungi poate apãrea pericolul supraîncãrcãrii camerelor de comandã a distribuitoarelor de aer montate pe vagoanele din faþã (aceste vagoane rãmân frânate), iar în cazul ºocurilor de umplere scurte, apare pericolul slãbirii parþiale a vagoanelor din urmã (deci, rãmân parþial frânate). În ambele cazuri, roþile rãmase frânate se supraîncarcã termic.

Metoda de frânare cu depresiuni mici în conducta generalã La frânarea pe pante mari, depresiunile efectuate de mecanic în conducta generalã sunt cuprinse în domeniul 0,3 ÷ 0,8 bar. Domeniul depre-

siunilor critice, care trebuie evitat, este de 0 ÷ 0,3 bar, deoarece este posibil ca distribuitoarele de aer în acest caz sã nu intre în acþiune. Aceastã metodã are avantajul cã la slãbirea trenului nu este necesarã folosirea ºocurilor de umplere. Dezavantajul metodei constã în greutatea mecanicului de a menþine constantã viteza trenului pe pantele mari. Metoda de frânare cu depresiuni mari în conducta generalã (dinþi de fierãstrãu) Frânarea pe pante mari, cu aceastã metodã, numitã dinþi de fierãstrãu, se face în toate cazurile cu depresiuni de 0,8 bar urmate de slãbire în poziþia de mers a robinetului mecanicului (vezi figura 184 pentru cazul trenului de marfã cu l = 88% ºi frâna electricã în funcþie).

Figura 184 – Frânarea ºi slãbirea trenului de marfã cu l = 88% pe pante mari. Tipul robinetului HDP-EP fabricat de KNORR BREMSE. Depresiunea aerului în conducta generalã 0,8 bar, slãbirea în poziþia de mers a robinetului HDP-EP.

În urma frânãrii, viteza trenului se reduce cu o anumitã valoare Dv, datã de relaþia de mai jos: numãrul de osii a trenului [km/h] Dv = 3 sau 2 ´ masa trenului [ t ] [km/h] Dv = 100 Variaþia vitezei pe pante este prezentatã grafic în figura 185 pentru cazul unui tren frânat p panta Gotthard Süd-Rampe din Elveþia. Mecanicul foloseºte numai poziþia de mers a robinetului mecanicului pentru a nu supraîncãrca camerele A ale distribuitorului de aer. În general, timpul necesar de menþinere a robinetului mecanicului în poziþia de mers este de circa 90 secunde, pentru a se asigura în camerele de comandã a distribuitoarelor de aer de la urma trenului, revenirea la valoarea presiunii de regim (iniþiale). Mecanicul poate aprecia reducerile de vitezã “Dv” cu relaþiile date mai sus. Se recomandã ca la folosirea metodei dinþi de fierãstrãu frâna electricã a locomotivei sã asigure valoarea maximã a forþei de frânare FE.

Figura 185 – Frânarea trenului de marfã pe panta GOTTHARD SÜD-RAMPE folosind metoda dinþi de fierãstrãu ºi frâna electricã ltren = 80%.

În practicã, funcþie de utilizarea sau nu a frânei electrice, se întocmesc tabele cu vitezele admise sau cu procente de masã frânatã admise (cazul CFR) pentru frânarea trenurilor de marfã pe pantele mari. Exemplul 1 Stabilirea tabelelor cu viteze admise la frânarea trenurilor de marfã pe pante Gotthard Süd-Rampe din Elveþia. În figura 186 este prezentatã panta Gotthard Süd-Rampe din Elveþia.

Figura 186 – Caracteristicile pantei GOTTHARD SÜD-RAMPE din Elveþia.

Pentru aceastã pantã, în funcþie de valoarea coeficientului de evaluare “f”, în tabelele 23 ºi 24 sunt date vitezele admise ale trenurilor de marfã funcþie de tonajul “m” ºi procentul de masã frânatã “l”.

Tabelul 23 – Viteza admisã a trenurilor de marfã funcþie de l ºi m pe panta Gotthard Süd-Rampe, în cazul: locomotivã electricã Bo–Bo, mL = 72, FE = 75 kN ºi f = 11,5. Viteza admisã pentru tonajul m £ l 600 700 800 900 1.000 1.100 1.200 1.300 1.400 1.500 80 80 80 80 80 80 80 80 80 80 ³ 100 95-99 80 80 75 90-94 80 80 75 70 70 85-89 80 75 70 70 65 65 80-84 80 75 70 65 60 60 60 75-79 80 75 70 65 60 55 55 50 70-74 75 65 60 55 50 50 45 45 65-69 80 70 60 55 50 45 40 40 < 40 60-64 75 60 50 45 40 < 40 < 40 < 40 55-59 80 65 55 40 < 40 < 40 50-54 75 55 45 < 40 Tabelul 24 – Viteza admisã a trenurilor de marfã funcþie de l ºi m pe panta Gotthard Süd-Rampe, în cazul: locomotivã electricã Bo-Bo, mL = 76 t, FE = 168 kN ºi f = 13. Viteza admisã pentru tonajul m £ l 1.200 1.300 1.400 1.500 1.600 1.700 1.800 1.900 2.000 80 80 80 80 80 80 80 80 80 ³ 90 85-89 80 80 80-84 80 75 75 75-79 80 75 70 65 70-74 80 75 65 65 60 65-69 80 70 65 60 55 50 60-64 80 70 65 55 50 50 45 55-59 80 70 60 55 50 45 40 – 50-54 80 75 60 50 45 40 – – –

Exemplul 2 Stabilirea tabelelor cu procente de masã frânatã admise la frânarea trenurilor pe panta Predeal–Câmpina. Pentru protecþia termicã a roþilor monobloc de la vagoanele de marfã echipate cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura, la frânarea pe pantele mari de la CFR, dr. ing. Mihail STOICA de la CFR Marfã ºi ing. Adrian STOICA de la AFER au stabilit reguli de frânare a acestora pe pantele mari de la CFR. Aceste reguli au fost introduse în Instrucþiunea de serviciu nr. 200 în anul 2002 cu ocazia reviziei acesteia. Ca exemplu sunt date în tabelele 25 ºi 26 procentele de masã l frâ-

natã ale trenurilor de marfã funcþie de vitezã ºi tonajul acestora. Acestea au la bazã coeficienþii de evaluare “f” calculaþi pentru panta Predeal– Câmpina, cu utilizarea frânei electrice a locomotivelor 060-EA ºi 040-EA. Tabelul 25 – Procentele de frânare în funcþie de vitezã ºi tonaje pe secþia de circulaþie Predeal–Câmpina, pentru trenurile de marfã având în compunere vagoane echipate cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura care sunt frânate cu frânã automatã ºi frâna electricã a locomotivei 060-EA. Viteza de circulaþie [m] Tonajul trenului 40 50 60 70 80 90 de marfã [tone] Procentele de frânare 1.500 34 44 58 78 1.600 37 44 58 78 1.700 40 44 58 78 1.800 43 46 58 78 1.900 45 48 58 78 2.000 47 51 58 78 2.100 49 53 58 78 2.200 51 55 60 78 2.300 53 56 62 78 2.400 54 58 64 78 2.500 56 59 66 78 2.600 57 61 67 78 2.700 58 62 68 78 2.800 59 63 70 78 2.900 60 64 71 78 3.000 61 65 72 79 3.100 62 66 73 81 3.200 63 67 74 82 3.300 64 68 75 83 3.400 64 69 76 84 3.500 65 69 77 85 Tabelul 26 – Procentele de frânare în funcþie de vitezã ºi tonaje pe secþia de circulaþie Predeal–Câmpina, pentru trenurile de marfã având în compunere vagoane echipate cu frânã proporþionalã cu încãrcãtura care sunt frânate cu frânã automatã ºi frânã electricã a locomotivei 040-EC. Viteza de circulaþie [km/h] Tonajul trenului 40 50 60 70 80 90 de marfã [tone] Procentele de frânare 1.000 34 44 58 78 1.100 39 44 58 78 1.200 43 46 58 78 1.300 46 50 58 78

1.400 1.500 1.600 1.700 1.800 1.900 2.000 2.100 2.200 2.300 2.400 2.500 2.600 2.700 2.800 2.900 3.000 3.100 3.200 3.300 3.400 3.500

49 52 54 56 58 60 61 62 64 65 66 67 67 68 69 70 70 71 71 72 72 73

53 56 58 60 62 64 65 67 68 69 70 71 72 73 74 74 75 76 76 77 77 78

58 61 64 66 68 70 72 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 83 84 85 85 86

78 78 78 78 78 78 79 81 83 84 85 87 88 89 90 90 91 92 93 93 94 95

În lucrarea [43] sunt prezentate rezultatele cercetãrilor ºi încercãrilor robinetelor mecanice ºi a distribuitoarelor de aer. Acestea se referã în principal la: – scãderea presiunii aerului în conducta generalã la iniþierea frânãrilor; – alimentarea conductei generale de aer în situaþia folosirii poziþiei de mers a robinetului mecanicului; – alimentarea conductei generale de aer la diverse perioade de alimentare cu ºi fãrã ºocuri de umplere. Pe baza rezultatelor lucrãrilor efectuate s-au introdus în fiºa UIC 540 (cazul distribuitoarelor de aer) ºi în fiºa UIC 541.04 (cazul releelor de presiune) noile condiþii tehnice de construcþie a acestor aparate.

BIBLIOGRAFIE 1. * * * AET Archiv fur Eisenbahntechnik 43 – Grundlagen der Schienenfahrzeug bremse, Hestra – Verlag, im luni 1990. 2. Bernhard Schumacker ºi Engelbert Kolbeck – Conlucrarea frânelor cu saboþi ºi a frânelor cu discuri la vehiculele trenurilor de cale feratã, “Eisenbahntechnische Rundschau”, nr. 4 din 4 aprilie 1967. 3. * * * Raportul nr. 12 al Comitetului ORE B 126/1987 – Frânã pentru vagoane de marfã cu sarcinã pe osie de 22,5 t. 4. Dumitru Tilea – Aparate ºi instalaþii pe vagoane, Editura de stat didacticã ºi pedagogicã, 1961. 5. * * * Raportul nr. 2 al Comitetului OKE B 146/1980 – Standardizarea materialului sabotului din fontã. 6. Ion Sturza ºi Mihail Stoica – Aprecierea frânãrii în regimul G. Raportul nr. 17 al Comitetului ERRI B 126/1997. 7. Krzysztof Osuch ºi Wolfgang Kunnes – Cercetarea modificãrilor trenurilor interne din roþile monobloc ca urmare a frânãrilor, “ZEV + DET Glasser Annalen 115”, 1991, nr. 7/8 Iulie/August. 8. Von Eberhard Pahl – Ursache der Rillenbildung in Radern klotzgebremster Schienenfahrzeuge und deren Vermeidung, “ZEV – Glassers Annalen 99”, 1975, nr. 6, iunie. 9. Theodor Ziemer – Radreifenschaden und ihre Ursachen, “Schienenfahrzeuge”, nr. 8, 1970. 10. * * * Documentul Tehnic ORE DT 24 din ianuarie 1972. Anexa 2 – Catalog de defecte pentru roþi de cale feratã. 11. Dr. Ottlinger, ing. Mahrholz – Defectele suprafeþelor de rulare ale roþilor nefrânate cu saboþi. Elaborat în 1993 în lucrãrile Institutului de Construcþii ºi Tehnica Materialelor, facultatea Transporturi din Dresda – Germania. 12. * * * Documentul tehnic al Consfãtuirii bilaterale W.B. Gorlitz – Germania – SNCFR asupra defectelor roþilor vagoanelor de cãlãtori seria 2.180 frânate cu disc. Încheiat în 5-7 iulie 1994 la Bucureºti. 13. N. Popescu – Unele observaþii referitoare la frânarea combinatã a locomotivei electrice 060 de 5.100 kW, “Revista Cãilor Ferate Române”, nr. 9, 1972. 14. Th. Baltag ºi Al. Crãsneanu – Mãrimea forþelor de frânare pneumaticã ºi electricã la dispariþia bruscã a forþei de frânare electricã la locomotiva electricã de 5.100 kW. Sesiunea de comunicãri ºtiinþifice a Institutului de Studii ºi Cercetãri Transporturi din 22-24 aprilie 1971. 15. Wolfgang Hendrichs – Uber die bewertung von Eisenbahnbrenisen nach matematisch physikalischen gesichtspunkten din 1989 fur Bundesbahn, Versuschsanstalt Minden (Westf). 16. ªtefan Sebeºan ºi Dumitru Tilea – Frânarea trenurilor, Editura Transporturilor ºi Telecomunicaþiilor, 1963. 17. Cãtãlin Cruceanu – Bazele teoretice ale calculului curgerii aerului prin echipamentele pneumatice de frânã, “Revista Cãilor Ferate Române”, nr. 6, 1993. 18. Cãtãlin Cruceanu – Bazele calculului ºi proiectãrii elementelor elastice ale echipamentelor pneumatice de frânã, “Revista Cãilor Ferate Române”, nr. 6, 1994. 19. * * * Handbuch KNORR BREMSE – Brenestechnische Begriffe und Wurte, 1990.