Stateczność sprężysta trójkąta hamulcowego

WYDZIAŁ MASZYN ROBOCZYCH I TRANSPORTU

Szymon Milecki

Stateczność sprężysta trójkąta hamulcowego

Promotor rozprawy

prof. dr hab. inż. Krzysztof Magnucki

SPIS TREŚCI

STRESZCZENIE ... 3

ABSTRACT ... 4

1. WPROWADZENIE ... 5

2. PRZEGLĄD LITERATURY ... 8

2.1. Publikacje w literaturze naukowej... 8

2.2. Historia rozwoju trójkątów hamulcowych w Polsce ... 12

2.3. Normy dotyczące trójkątów hamulcowych ... 26

2.4. Teza i cel pracy... 33

3. MODEL ANALITYCZNY STATYCZNEGO WYBOCZENIA TRÓJKĄTA HAMULCOWEGO ... 34

3.1. Stan przedkrytyczny ... 34

3.2. Stan krytyczny wyboczenia w płaszczyźnie... 39

3.3. Stan krytyczny wyboczenia w przestrzeni ... 43

4. MODEL NUMERYCZNY STATYCZNEGO WYBOCZENIA TRÓJKĄTA HAMULCOWEGO ... 50

4.1. Wyboczenie w płaszczyźnie ... 50

4.2. Wyboczenie w przestrzeni... 52

5. PORÓWNANIE WYNIKÓW... 55

6. MODEL ANALITYCZNY DYNAMICZNEGO WYBOCZENIA TRÓJKĄTA HAMULCOWEGO ... 57

7. STATYCZNE SCIEŻKI RÓWNOWAGI MODELU NUMERYCZNEGO TRÓJKĄTA HAMULCOWEGO... 71

7.1. Ścieżki równowagi trójkąta hamulcowego bez czopów ... 71

7.2. Ścieżki równowagi trójkąta hamulcowego z czopami ... 73

8. PODSUMOWANIE ... 77

LITERATURA ... 79

STRESZCZENIE

Przedmiotem pracy jest rama trójkąta hamulcowego, poddawana obciążeniu rozciągającemu w swojej płaszczyźnie. W przemyśle kolejowym konstrukcja taka występuje najczęściej w postaci trójkąta hamulcowego, będącego elementem układu hamulcowego pojazdu szynowego. Celem pracy było wyznaczenie proporcji wymiarów ramienia trójkąta, które pozwalałyby osiągnąć maksymalną wartość obciążenia

krytycznego. Opracowano model analityczny wyboczenia trójkąta hamulcowego w płaszczyźnie oraz w przestrzeni, na podstawie którego wyznaczono wartości obciążeń

krytycznych, w zależności od wymiarów ramienia. Następnie wykonano obliczenia numeryczne przy wykorzystaniu Metody Elementów Skończonych i dokonano porównania wyników z wynikami uzyskanymi w przypadku modelu analitycznego. W kolejnym etapie sporządzono model analityczny zachowania trójkąta hamulcowego pod obciążeniem impulsowym. W wyniku przeprowadzonych obliczeń otrzymano ścieżki równowagi dla różnych przebiegów zadawanego impulsu oraz różnych stopni jego wzmocnienia. Wyniki te porównano ze statyczną ścieżką równowagi, którą wyznaczono na podstawie tego modelu dokonując jego uproszczenia. Zastosowanie impulsu o różnym przebiegu oraz stopniu wzmocnienia pozwoliło ocenić wpływ wspomnianych parametrów na przebieg ścieżek równowagi.

Ostatnim etapem przedstawionej pracy było dokonanie oceny wpływu czopów występujących w rzeczywistej konstrukcji trójkąta hamulcowego na wartość obciążenia krytycznego. W tym celu wyznaczono przebiegi ścieżek równowagi dla modelu numerycznego trójkąta hamulcowego, rozpatrywanego w poprzednich badaniach oraz dla modelu trójkąta wyposażonego w czopy w jego narożach. Wyniki przeprowadzonych obliczeń zamieszczono na wykresach uzupełnionych o wartość obciążenia krytycznego.

ABSTRACT

The subject of the doctoral thesis is triangular frame, which is stretched and subjected to a tension load in its plane. In the railway industry the triangular frame is usually known as brake triangle, which is a part of braking system of a railway vehicle. The objective of this paper was to find the proportion of brake triangle arm dimensions, which ensure the maximum critical load. The formulation of the mathematical model of brake triangle stability was the first step here and laid the foundations for evaluation of the critical loads values, depending on dimensions of brake triangle arm. The next step included numerical calculations whose results were afterwards compared to the results of the analytical model.

The last step was to formulate analytical model of brake triangle behavior under impulse load. The calculations provided stability paths in the case of different impulse load shape, different amplification and different length. The results were compared to the statistic stability path that was determined with the use of this model, which was simplified. The use of impulse load of different shape and amplification allowed to assess the influence of values of these parameters on the shape of buckling paths.

The last step of the present thesis was to assess the extent to which the value of critical load is influenced by the kingpins in the actual construction of brake triangle. In order to achieve this objective, there were shapes of two models determined, i.e. shape of the numerical brake triangle and shape of the triangle equipped with kingpins in its corners. The results of the calculations were provided in the form of charts including the critical load value.

Trójkąt hamulcowy jest elementem układu hamulcowego pojazdu szynowego, odpowiedzialnym za przekazywanie siły hamulcowej z cięgieł przekładni hamulcowej na klocki hamulcowe. Występuje on w układach hamulcowych, w których parę cierną stanowi klocek hamulcowy oraz obręcz koła (w przypadku kół obręczowanych) lub koło (w przypadku kół monoblokowych). Ze względu na występowanie par ciernych takie układy hamulcowe nazywane są układami ciernymi, natomiast ze względu na rodzaj pary ciernej hamulcami klockowymi [1]. W tego typu układach hamulcowych cylinder hamulcowy zamontowany jest zazwyczaj na nadwoziu pojazdu, natomiast siłę przez niego generowaną przenosi na koła przekładnia hamulcowa [1]. Taki rodzaj przekładni nosi nazwę przekładni centralnej. Natomiast w pojazdach, w których pojedynczy cylinder hamulcowy zamontowany jest na każdym wózku, występuje przekładnia zwana przekładnią członową [1]. Działanie pary ciernej polega na zamianie energii kinetycznej w inny rodzaj energii, najczęściej w energie cieplną.

Klocki hamulcowe mogą być wykonane z rozmaitych materiałów. Najczęściej stosowanym materiałem na klocki hamulcowe jest żeliwo, jednak mogą to być również tworzywa sztuczne [1]. Dają one zwiększony współczynnik tarcia, a tym samym możliwość zmniejszenia nacisku klocka hamulcowego lub zwiększenia mocy hamowania.

Podstawowym problemem, ograniczającym stosowanie hamulca klockowego w nowoczesnych pojazdach szynowych, jest maksymalna moc hamowania, jaką można

obciążyć jego pary cierne. W związku z tym hamulec klockowy nie zapewnia wymaganej skuteczności hamowania w pojazdach przeznaczonych do poruszania się z prędkościami wyższymi niż 160 km/h. W takich pojazdach został on zastąpiony innym rodzajem hamulca ciernego, a mianowicie hamulcem tarczowym.

W przypadku hamulca tarczowego parę cierną stanowi klocek hamulcowy oraz tarcza hamulcowa zamontowana na osi zestawu kołowego lub na tarczy koła. Ze względu na możliwość odprowadzenia większej ilości ciepła hamulec tarczowy może realizować większą moc hamowania. W związku z tym możliwe i celowe jest zastosowanie do wykonania tarczy i klocka hamulcowych materiałów, charakteryzujących się zwiększonym współczynnikiem tarcia i dużo korzystniejszym jego przebiegiem w funkcji prędkości i nacisków [1]. Dlatego też obecnie produkowane lokomotywy oraz wagony osobowe wyposażone są niemal wyłącznie w hamulce tarczowe.

Hamulce klockowe w dalszym ciągu montowane są powszechnie w wagonach towarowych. Jest to związane przede wszystkim ze stosowaniem standardu wózka typu Y25, który opracowany został w połowie XX wieku we Francji i rozpowszechnił się w wielu zarządach kolejowych. Standard ten został uznany przez UIC (International Union of Railways), a wymagania jakie należy spełnić przy jego wprowadzaniu opisano w karcie UIC 432 [2]. Standaryzacji podlegał również trójkąt hamulcowy jako element wózka wagonu towarowego [3]. Opracowano dwa typy trójkąta hamulcowego, pierwszy przystosowany do ruchu typu „S”, a drugi do ruchu typu „SS”. Różni je dopuszczalne obciążenie, które dla trójkąta typu „SS” jest dwukrotnie większe niż dla trójkąta typu „S”

[3]. Trójkąt hamulcowy składa się z ucha (1), ramienia (2), czopów (3), łącznika (4) oraz opcjonalnie tulejki (5) (rys. 1.1) [3]. Przykładem wózka, którego układ hamulcowy zawiera trójkąty hamulcowe, jest wózek typu 3TNfa, wyposażony w cztery trójkąty hamulcowe (rys. 1.2) [4].

Rys. 1.1. Widok trójkąta hamulcowego [3]

Rys. 1.2. Widok modelu wózka 3TNfa [4]

W zakresie wytrzymałości konstrukcja trójkąta hamulcowego musi spełniać wymagania normy PN-91/K-88176 [5] oraz karty UIC 833 [6], natomiast wymagania wymienności określone są w karcie UIC 542 [7] oraz w tablicy 12 przepisów TSI [8].

Norma [5] została wycofana w roku 2011 i w związku z tym, że nie zastąpiła jej żadna nowa norma, nadal można się na nią powoływać.

Dodatkowym ograniczeniem jest konieczność zachowania zarysu skrajni pojazdu określonego w karcie UIC 505-1 [9]. W strefie dolnej zarysu skrajni pojazdu występują urządzenia do prowadzenia prac przetokowych oraz hamulcowe torowe [10]. Większość pojazdów wyposażonych w wózki standardu Y25 przeznaczona jest do prowadzenia prac przetokowych z użyciem tych urządzeń. Wymagania powyższe nie precyzują ostatecznego kształtu elementów składowych ani technologii wykonania trójkąta hamulcowego, jedynie wymiary gabarytowe oraz odchyłki o tolerancje [3]. Istnieją natomiast ograniczenia w zakresie wyboru materiału konstrukcyjnego, gdyż trójkąt hamulcowy jest konstrukcją prętową. Powoduje to brak możliwości zastosowania materiałów niekonwencjonalnych, takich jak materiały porowate czy materiały wielowarstwowe [11]. W związku z tym, iż w przypadku wagonu towarowego najistotniejsze jest wykorzystanie maksymalnego dopuszczalnego nacisku zestawu kołowego na tor, prędkość maksymalna konwencjonalnych wagonów towarowych nie przekracza 120 km/h. W takich warunkach hamulec klockowy zapewnia wystarczającą moc hamowania i możliwe jest w dalszym ciągu stosowanie wózka standardowego rodziny Y25. Prowadzone prace rozwojowe dotyczące układów hamulcowych (w tym trójkątów hamulcowych) wagonów towarowych ukierunkowane są na szersze zastosowanie klocków hamulcowych wykonanych z tworzyw sztucznych oraz opracowanie lżejszych elementów składowych tychże układów, wykonywanych za pomocą technologii gwarantujących zmniejszenie kosztów wytwarzania [3]. Pomimo tego iż, trójkąt hamulcowy jest starą konstrukcją, to zmiana przekrojów jego elementów składowych, może spowodować zwiększenie odporności konstrukcji na wyboczenie. Badania teoretyczne przeprowadzone zostaną przy zastosowaniu mechaniki konstrukcji, z uwzględnieniem teorii stateczności.

2. PRZEGLĄD LITERATURY

2.1. Publikacje w literaturze naukowej

Problem stateczności konstrukcji ramy trójkątnej został podjęty w opracowaniu [12].

Rozpatrzono płaski stan odkształcenia ramy, uwzględniając zasadę minimum całkowitej energii potencjalnej układu. Wyznaczono ścieżki równowagi przemieszczeń węzłów trójkąta układu, poprzez rozwiązanie pięciu nieliniowych równań algebraicznych metodą numeryczną. Przy wyznaczaniu energii układu uwzględniono energię sił normalnych oraz zginania.

Przeprowadzono również uproszoną analizę liniową. Pominięto w niej odkształcenia wywołane siłami normalnymi oraz momenty zginające występujące od początku obciążenia. W toku analizy uproszczonej wyznaczono także obciążenia krytyczne, czyli takie, przy których niewielki przyrost obciążenia powoduje znaczne przyrosty przemieszczeń [12].

W rezultacie tych obliczeń stwierdzono, iż przebieg ścieżki równowagi dla przemieszczenia węzła na środku łącznika (w^~_S), różnił się znacznie w zależności od rodzaju analizy. Dla obu typów analizy przebieg ścieżki równowagi dla naroża ramy łączącego ramie z łącznikiem (w^~A) był zbliżony. W trzecim etapie opracowania dokonano optymalizacji geometrycznej ramy trójkątnej. Poszukiwanymi parametrami były wymiary geometryczne przekrojów elementów składowych konstrukcji, które pozwolą przenieść jak największe obciążenie. Jako wartości ustalone przyjęto masę konstrukcji, jej rozpiętość, kąt pochylenia ramion w stosunku do belki poprzecznej oraz przekroje elementów składowych. W związku z tym, iż w ramionach trójkąta hamulcowego dominuje siła rozciągająca, stwierdzono, iż optymalnym przekrojem jest pręty okrągły. Natomiast w przypadku belki poprzecznej ustalono, iż optymalnym przekrojem jest rura okrągła, gdyż w tym elemencie występuje ściskanie wraz ze zginaniem. W związku z tym, iż przekrój belki poprzecznej dąży do profilu cienkościennego, należy uwzględnić warunek lokalnej stateczności jego ścianki.

Zagadnienie optymalizacji wymiarów geometrycznych ze względu na potrzebę zwiększenia przestrzeni montażowej rozpatrzono w opracowaniu [13]. Dokonano wytrzymałościowej analizy numerycznej trójkąta hamulcowego typu „SS” o obciążeniu nominalnym F=120 kN. Prace podzielono na dwa etapy. W pierwszym etapie dokonano obliczeń numerycznych istniejącego rozwiązania wykorzystując Metodę Elementów

Skończonych (MES). Model sporządzono na podstawie dokumentacji rysunkowej konstrukcji. Obejmował on połowę konstrukcji ze względu na jej symetrię. Do wykonania modelu numerycznego wykorzystano bryłowe elementy sześciościenne. Na podstawie uzyskanych rezultatów stwierdzono, iż konstrukcja spełnia kryteria narzucone przez normę [5]. W drugim etapie podjęto próbę optymalizacji wymiarów geometrycznych trójkąta hamulcowego pod kątem zmniejszenia wymaganej przestrzeni montażowej na wózku wagonu towarowego. Celem było zmniejszenie wymiaru H (wysokości) trójkąta hamulcowego [13].

Ustalono, iż cel ten można osiągnąć poprzez zmniejszenie odległości osi czopa oraz osi łącznika albo podcięcie lub zmianę jego przekroju. W rezultacie obliczeń stwierdzono, iż najkorzystniejsza ze względu na wartość naprężeń oraz odkształceń jest zmiana środkowego fragmentu profilu łącznika. W środkowym fragmencie pręta zastosowano profil eliptyczny. Wyniki uzyskane na modelu numerycznym porównano z wynikami uzyskanymi na rzeczywistym obiekcie przebadanym w trakcie badań stanowiskowych.

Wykonano pomiary odkształceń dla konstrukcji pierwotnej i zmodyfikowanej, po czym wyniki porównano z tymi uzyskanymi numerycznie. W wyniku porównania stwierdzono ich wysoką zgodność przy różnicy wynoszącej maksymalnie 5%. W wyniku modyfikacji konstrukcji trójkąta hamulcowego uzyskano zmniejszenie wysokości trójkąta hamulcowego wynoszące 1% wymiaru wyjściowego.

W opracowaniu [3] przedstawiono wyniki pracy podjętej w celu opracowania nowej konstrukcji trójkąta hamulcowego dla ruchu w reżimie „S” o obniżonej masie własnej, przy spełnieniu wymagań odnośnie wytrzymałości statycznej oraz zmęczeniowej. Przyjęto, iż masa opracowywanej konstrukcji powinna być mniejsza niż 30 kg. Dodatkowo należało zapewnić zwartość zabudowy, pozwalającej uniknąć kolizji podczas pracy elementu oraz technologiczność konstrukcji. Wymagania wynikające z norm, jakie musi spełniać konstrukcja trójkąta hamulcowego, dotyczą jego zamienności ([7]) i wytrzymałości ([5]

oraz [6]) oraz tego, by nie przekraczał wymiarów skrajni wózka [9]. Istnieje zatem duża swoboda w kształtowaniu elementów składowych trójkąta hamulcowego i doboru technologii jego wykonania oraz materiałów konstrukcyjnych.

Na materiał konstrukcyjny na wszystkie elementy składowe trójkąta hamulcowego przewidziana została stal typu S355J2 [3]. Na wstępie ustalono, iż czopy posiadać będą wybrania materiałowe w celu zmniejszenia masy. Ponadto, aby uprościć proces technologiczny, w produkcji seryjnej powinny być one wykonywane jako odkuwki.

W przypadku łącznika wykonanego jako rura okrągła cienkościenna zaplanowano zmianę

jej przekroju poprzecznego w części środkowej, gdzie przekrój rurowy miał przechodzić w przekrój eliptyczny. Miało to zapewnić zmniejszenie wysokości trójkąta hamulcowego w części środkowej. Przebadano pięć wariantów trójkąta hamulcowego różniących się miedzy sobą wymiarami przekroju eliptycznego oraz wymiarami przekroju prostokątnego ramienia. W przypadku czterech wariantów wymiary płaskownika, z którego wykonane było ramię, wynosiły 50 x 20 mm, a w piątym wariancie wymiary te wynosiły 40 x 20 mm.

Natomiast łącznik wykonany był z rury okrągłej o średnicy Ø=60,3 mm i grubości ścianki 5 mm w pierwszych trzech wariantach, a o średnicy Ø=51 mm i grubości ścianki 6,3 mm w wariancie czwartym i piątym. Eliptyczne przewężenia występujące w każdym wariancie miały wymiary osi głównych odpowiednio 69 x 52; 75,24 x 44,44; 78,82 x 40,44; 72 x 45

oraz 56 x 45 mm. Z dwóch rozwiązań spełniających kryteria odnośnie naprężeń i odkształceń dopuszczalnych wybrano to, w którym występowało większe przewężenie

przekroju eliptycznego. Wersja ta przekraczała jednak nieznacznie założoną masę graniczną wynoszącą 30 kg. W związku z tym postanowiono zmodyfikować kształt ucha, w którym dokonano wybrania materiału. Modyfikację tę zaplanowano tak, by w produkcji seryjnej ucho można było wykonywać jako odkuwkę. Pozwoliło to osiągnąć zaplanowany cel pracy, czyli masę nowej konstrukcji wynoszącą mniej niż 30 kg [3].

W opracowaniu [14] dokonano porównania rozwiązania analitycznego przedstawionego w [12] z rozwiązaniem numerycznym wykorzystującym metodę MES.

W obu przypadkach przebadano odkształcenie trójkąta w jego płaszczyźnie pod wpływem siły rozciągającej. Rozwiązywanie modeli podzielono na dwa etapy. Przy rozwiązywaniu modelu analitycznego posłużono się zasadą minimum energii potencjalnej układu [15].

Przeprowadzono analizę liniową, uzyskując wartość siły krytycznej oraz nieliniową, uzyskując przebieg ścieżek równowagi. W analizie nieliniowej uwzględniono odkształcenia wywołane siłami normalnymi oraz momentami gnącymi, obecnymi od początku obciążania konstrukcji. W przypadku analizy numerycznej opracowano belkowy model numeryczny i rozwiązano go również w dwóch etapach, uzyskując wartość siły krytycznej oraz przebieg ścieżek równowagi dla naroża ramy i punktu znajdującego się w połowie długości łącznika. Model numeryczny utwierdzono tak, by zapewnić jego odkształcenie w płaszczyźnie. Natomiast połączenia poszczególnych prętów zamodelowano tak, by zapewniały przeniesienie sił normalnych i momentów gnących.

W podsumowaniu opracowania dokonano porównania wyników dla modelu analitycznego oraz numerycznego (rys 2.1). Stwierdzono wysoką zgodność wyników, gdyż wartość siły krytycznej dla rozwiązania numerycznego jest jedynie o 13,6% większa niż dla

rozwiązania numerycznego. Ponadto zauważono wysoką zgodność kształtu ścieżek równowagi.

Rys. 2.1. Podstawowe ścieżki równowagi [14]

W opracowaniu [16] przedstawiono wyniki badań trójkątów hamulcowych w ujęciu statystycznym. Elementy wpływające na obciążenie trójkątów hamulcowych to: nacisk maksymalny zestawu kołowego na tor, maksymalna prędkość pojazdu, układ kinematyczny przekładni hamulcowej, rodzaj zastosowanych wstawek hamulcowych.

Według karty [6] rozróżnia się trzy rodzaje trójkątów hamulcowych różniące się obciążeniem dopuszczalnym tj.: trójkąt o obciążeniu 45 kN (dla wstawek z tworzyw sztucznych), 60 kN (do ruchu „S”) oraz 120 kN (do ruchu „SS”). Pomimo istnienia znacznej swobody w kształtowaniu elementów składowych konstrukcji oraz technologii jego wykonania, konstrukcja musi spełniać wymagania dotyczące jej wymienności [7].

Wymagania wytrzymałościowe opisane są w [5] oraz [6].

Badania należy przeprowadzić za każdym razem w przypadku uruchomienia produkcji nowej konstrukcji lub przez nowego producenta oraz w przypadku wprowadzania zmian technologicznych oraz konstrukcyjnych do już przebadanej konstrukcji. Kryteria wytrzymałościowe dotyczą zachowania dopuszczalnych strzałek ugięcia oraz odkształceń trwałych, spowodowanych obciążeniem nominalnym (F_n) oraz obciążeniem próbnym (F_ep). Jak również utrzymanie wytężenia konstrukcji na poziomie, który pozwoli uniknąć pojawienia się pęknięć podczas badań zmęczeniowych. Celem przeprowadzenia analizy statystycznej wybranych wyników badań trójkąta hamulcowego obliczono odchylenie standardowe oraz wariancję pomierzonych strzałek ugięć.

Wyniki ujawniły wzrost odchylenia standardowego wraz ze wzrostem obciążenia trójkąta. W związku z tym przeprowadzono rozszerzoną analizę statystyczną celem

uzyskania informacji na temat korelacji i regresji wyników. Stwierdzono, iż korelacja prostoliniowa jest odpowiednia dla zebranego zbioru danych, w związku z czym wyznaczono równanie prostej korelacji oraz współczynnik korelacji. Wyznaczono również granice ufności i przeprowadzono test „t-Studenta” dla 95-procentowego przedziału ufności. Analogiczną analizę przeprowadzono również dla odkształceń trwałych. Na podstawie uzyskanych wyników stwierdzono, iż istnieje korelacja prostoliniowa pomiędzy strzałką ugięcia, a wartością obciążenia, a co za tym idzie możliwe jest wyznaczenie strzałki ugięcia trójkątów hamulcowych metodą statystyczną [16].

Analizę, której skuteczność wykazano na podstawie wykonanych obliczeń, wykorzystać można do oceny powtarzalności technologii produkcji stosowanej przez producenta. Duże wytężenie konstrukcji pozwala obniżyć jej masę, ale powoduje jej pracę przy parametrach bliskich granicznym, dlatego też istotne jest uzyskanie powtarzalności w procesie produkcji. O powtarzalności tej świadczyć może niskie rozproszenie strzałki ugięcia uzyskane podczas poszerzonej analizy statystycznej [16].

2.2. Historia rozwoju trójkątów hamulcowych w Polsce

Najstarsze opracowanie dotyczące trójkąta hamulcowego, które znajduje się w archiwum Instytutu Pojazdów Szynowych w Poznaniu (IPS), nosi numer OR-335 [17].

Pochodzi ono z roku 1953. Opracowanie to zawiera analizę porównawczą dwóch wariantów trójkątów hamulcowych. Obliczenia wykonano metodą analityczną. W związku z tym, iż jest to układ statycznie niewyznaczalny, do wyznaczenia nieznanych reakcji posłużono się zasadą minimum energii sprężystej układu [15]. Ze względu na symetrię konstrukcji w obliczeniach rozważono jej połowę, przyjmując odpowiednie warunki brzegowe. W raporcie z obliczeń nie podano wymiarów profili zastosowanych do budowy trójkąta, a jedynie wartości pól przekrojów oraz momentów bezwładności.

Kolejne opracowanie pochodzi z roku 1955. Nosi ono numer OR-573 [18] i zawiera analizę wytrzymałości trójkąta hamulcowego przeznaczonego dla tendrów lokomotyw parowych. Ramiona trójkąta wykonane były z płaskownika 60 x 16 mm, natomiast łącznik wykonany był z kątownika 60x60x8 mm. W związku z tych, iż jest to układ statycznie niewyznaczalny, również w tym przypadku rozwiązano go metodą analityczną przy wykorzystaniu zasady minimum energii sprężystej układu [15]. Celem uproszczenia obliczeń ze względu na symetrię konstrukcji również w tym przypadku rozpatrzono połowę trójkąta. W opracowaniu [18] obliczenia rozszerzono o sprawdzenie wyboczenia

trójkąta. Analizy dokonano w oparciu o metodę przedstawioną w [19]. Dokonano również sprawdzenia wytężenia spoin łączących kątownik i płaskownik z czopem oraz sprawdzenia czopa na zginanie. Ostatnim elementem analizy było sprawdzenie połączenia skurczowego tulejki i czopa.

W opracowaniu numer OR-1717 [20] z roku 1960 dokonano obliczeń trójkąta hamulcowego do wagonów osobowych na tor normalny (1435) oraz szeroki (1524) o obciążeniu maksymalnym 2500 kG. Ramiona trójkąta stanowiły płaskowniki 50 x 16 mm, natomiast łącznik wykonany był jako rura o średnicy ∅=76 mm i grubości ścianki 5 mm. Obliczenia wykonano metodą analityczną, posługując się zasadą minimum energii sprężystej układu [15], rozszerzając ją o sprawdzenie czopa na zginanie, sprawdzenie konstrukcji na wyboczenie (przy wykorzystaniu wzoru Eulera [15]) oraz obliczenia wytrzymałościowe spoin, łączących płaskownik z czopem.

Opracowanie OR-1718 [21] powstałe w 1961 zawiera obliczenia trójkąta hamulcowego dla wagonów towarowych na tor normalny (1435) oraz szeroki (1524) o obciążeniu maksymalnym 3500 kG. Metoda obliczeń została zaczerpnięta z opracowania [20]. Tok postępowania był również analogiczny. Ramiona rozpatrywanego w tym

opracowaniu trójkąta również wykonano z płaskownika o wymiarach 70 x 16 mm, a łącznik z rury o średnicy ∅=76 mm i grubości ścianki 5 mm.

W opracowaniu OR-1719 [22] wykonanym także w roku 1961 dokonano obliczeń trójkąta hamulcowego z pocienionym łącznikiem na tor normalny (1435) oraz tor szeroki (1524). Trójkąt ten stanowił modyfikację trójkąta przeanalizowanego w opracowaniu [21].

Różnica polegała na wykonaniu łącznika z rury z pocienioną ścianką do 4,5 mm grubości przy zachowaniu identycznej średnicy zewnętrznej.

W roku 1984 opracowano założenia konstrukcyjne trójkąta hamulcowego o obciążeniu nominalnym 60 kN dla wózków 25Tna. Założenia te zostały przedstawione w

opracowaniu OR-6851 [23]. Wózek 25Tna stanowił adaptację standardu wózków francuskich Y25 do warunków polskich (adaptacja standardu wykonano w latach 70-tych).

Praca podjęta została w celu opracowania trójkąta hamulcowego lżejszego i mniej pracochłonnego w wykonaniu niż trójkąty wówczas wytwarzane. Nowy trójkąt hamulcowy musiał spełniać wymagania wymienności karty UIC 542 [7], jak i wymagania wytrzymałościowe oraz wykonawcze według [6]. Trójkąty wykonywane w tamtym czasie były to trójkąty standardowe UIC produkowane jako konstrukcje monolityczne kute lub składające się z kilku elementów łączonych za pomocą spawania, zgrzewania lub zaciskania. Istniała również grupa trójkątów niestandardowych zgodnych z kartą [7],

wykonywanych w innych krajach. Były to konstrukcje spawane, charakteryzujące się dużą masą.

Poza trójkątami spełniającymi wymogi wymienności według karty [7] produkowane były trójkąty przystosowane do innych typów wózków np. 7TN czy 1Xta. Jednak ze względu na ich geometrię nie było możliwe zastosowanie ich do wózków rodziny 25Tna.

W opracowaniu wyszczególniono problemy technologiczne, które występują przy trójkącie spawanym, a spowodowane są koniecznością ulepszania cieplnego jego czopów. Do dalszych rozważań wybrano wariant standardowego trójkąta UIC kuto – zagniatanego. Nie było jednak możliwe jego bezpośrednie zastosowanie ze względu na opatentowanie metody produkcji i konieczność uiszczenia opłat licencyjnych.

Jako rozwiązanie alternatywne zaproponowano trójkąt wykonany w technologii kuto – spawanej. Patenty dotyczyły sposobu łączenia elementów trójkąta i żeby je ominąć, zastosowano połączenie zakuwane, podobnie jak na czopie. Ostatecznie zaproponowano dwie technologie wykonania konstrukcji. Pierwszą z nich było łączenie elementów poprzez zacisk i zastosowanie obróbki wykończeniowej po zmontowaniu trójkąta. Ze względu na zmniejszenie energochłonności zaproponowano zagniatanie elementów na zimno. Wymagało to zastosowania pras o naciskach przekraczających 2000 kN. Jako wersję alternatywną zaproponowano trójkąty spawane. Dzięki optymalizacji kształtu udało się zredukować masę trójkąta, w tym masę i długość spoin.

Kontynuację prac stanowiło opracowanie z 1984 roku OR-6852 [24]. Opracowano wówczas program badań, jakim powinien zostać poddany trójkąt hamulcowy dla wózków towarowych typu 25Tna, przenoszący siłę nominalną 60 kN. Trójkąty, które przeznaczono do badań wykonane były z prętów lub z prętów i rur w technologii zakuwania lub z prętów i rur wykonanych w technologii spawania. Dodatkowo dopuszczono dwa sposoby wytwarzania czopów tj. jako elementy ze stali 45 do ulepszania cielnego lub jako elementy wykonane ze stali 18G2A z uwzględnieniem tulejowania. Program badań opracowano zgodnie z wymaganiami karty [6]. Zaplanowano przeprowadzenie prób statycznych, zmęczeniowych oraz pomiarów twardości czopa wykonanego ze stali 45 lub tulejki osadzonej na czopie wykonanym ze stali 18G2A.

Także w roku 1984 wykonano obliczenia wytrzymałościowe trójkątów hamulcowych dla wózków 25Tna. Były one przeznaczone do przenoszenia siły nominalnej wynoszącej 60 kN. Wyniki tej analizy zawarte zostały w opracowaniu OR-6853 [25], w którym przyjrzano się czterem wariantom trójkątów tj. kuto-spawanemu, spawanemu, kuto-

zagniatanemu oraz zagniatanemu. Trójkąt kuto-spawany posiadał ramię wykonane

z płaskownika 50 x 20 mm, a łącznik z rury okrągłej o średnicy ∅=50 mm i ściance

grubości 7 mm. Ramię trójkąta spawanego było wykonane również z płaskownika o wymiarach 50 x 20 mmm, natomiast łącznik stanowiła rura okrągła o średnicy ∅=50 mm

i ściance grubości 4 mm. Łącznik oraz ramiona trójkąta kuto-zagniatanego wykonane były z prętów o średnicach odpowiednio ∅=45 mm oraz ∅=32 mm. Ostatni wariant trójkąta hamulcowego rozpatrywano jako konstrukcję zagniataną, której ramiona wykonane były jako pręt okrągły o średnicy ∅=32 mm, a łącznik jako rura okrągła o średnicy ∅=56 mm i ściance grubości 7 mm. Obliczenia wykonane zostały analitycznie za pomocą metody sił.

Kolejnym etapem prac było przebadanie połączenia zatłaczanego czopa z łącznikiem za pośrednictwem nagwintowanych prętów łączących. Wytyczne do przeprowadzenia takiego badania zawarto w opracowaniu OR-6908 [26], które pochodzi z 1985 roku.

Badany węzeł powinno poddać się obciążeniu rozciągającemu, ściskającemu oraz momentowi gnącemu, gdyż te właśnie występują w węźle trójkąta hamulcowego. Obiekt badany powinien być wykonany z materiałów identycznych jak elementy trójkąta hamulcowego i przenosić obciążenia przewidziane w karcie [6]. Badania należało wykonać na standardowej maszynie do badań zmęczeniowych. Ustalono, że przebadana próbka nie powinna wykazywać żadnych widocznych odkształceń, a między połączonymi elementami nie powinien występować luz. W programie badań określono siły, jakimi miały być obciążone poszczególne próbki.

W kolejnym etapie uproszczono procedurę badawczą w stosunku do połączenia zatłaczanego trójkąta hamulcowego o sile nominalnej 60 kN. Odnotowane zostało to w opracowaniu OR-6968 [27] z roku 1985. Obciążenie, jakiemu poddano badaną próbkę, uproszczono do obciążenia zginającego. Ustalono, iż próbki poddane będą obciążeniu zmęczeniowemu o częstotliwości 2 ÷ 16 Hz i 10⁶ cyklom obciążeń zgodnie z kartą [6].

Wartości obciążeń zapisane zostały w aneksie do programu badań. Jako kryteria ustalono brak pojawienia się widocznych śladów poluzowania lub zużycia oraz brak śladów przesunięć względnych elementów składowych próbki.

W opracowaniu OR-7087 [28] z roku 1987, podjęto się opracowania wymiarów próbek, które imitować miały połączenia wtłaczane trójkąta hamulcowego celem przeprowadzenia prób statycznych i zmęczeniowych. Pozytywny wynik prób statycznych kwalifikował próbki do badań zmęczeniowych. Jako wymiary wyjściowe próbek przyjęto wymiary próbek trójkąta zatłaczanego. Siłę eksploatacyjną rozciągającą połączenia przyjęto według karty [6]. W wyniku wstępnych obliczeń stwierdzono, iż następuje

przekroczenie granicy plastyczności na powierzchni obsady czopa. W związku z tym postanowiono zwiększyć wymiar obsady. Wykonano obliczenia dla dwóch wariantów alternatywnych o powiększonych wymiarach. Sporządzono na tej podstawie dokumentację do wykonania próbek. W toku badań postanowiono przyjąć jako kryterium wielkość siły rozciągającej.

Opracowanie OR-7182 [29] z roku 1988 zawiera program badań połączenia wtłaczanego trójkąta hamulcowego. Przedmiotem badań było połączenie wtłaczane przewidziane jako jedno z rozwiązań stosowanych w trójkątach hamulcowych. Ideą tego rozwiązania było uzyskanie trwałego zacisku pomiędzy prętami, a obsadą czopa tak, by siły wymagane do rozłączenia tego połączenia, były większe niż siły czynne występujące podczas eksploatacji trójkąta. Oprócz sił poosiowych w połączeniu występuje również moment gnący, który wytwarza naprężenia o wartości 55% naprężeń od sił poosiowych.

W związku w tym uznano, iż próba obciążana siłą poosiową jest bardziej reprezentatywna.

Celem badań była weryfikacja badawcza przydatności połączenia wtłaczanego do zastosowania w trójkącie hamulcowym i innych elementach układu hamulcowego. Brak momentu gnącego zrekompensowano zwiększeniem o 30% wartości siły poosiowej.

Ustalono, iż w pierwszej kolejności wykonane będą badania zmęczeniowe, a następnie statyczna próba rozciągania oraz statyczna próba niszcząca. Przed wykonaniem badań każdą z próbek należało zmontować na stanowisku badawczym z rejestracją siły wtłaczania. Po montażu należało dokonać pomiaru długości próbek. Siłę określoną w programie badań należało przyłożyć z częstotliwością 2 ÷ 16 Hz, wykonując 10⁶ cykli obciążeń. Pomiar kontrolny próbki nieobciążonej przewidziano po 50, 100, 200 i dalej co 200 tysięcy cykli, aż do wykonania ich założonej ilości. Po uzyskaniu pozytywnych

wyników badań zmęczeniowych należało poddać próbki próbom statycznym.

W przypadku próby statycznej rozciągania należało poddać próbkę obciążeniu 130 kN przez czas 1 minuty, dokonując pomiaru z dokładnością do 1%, a po zdjęciu obciążenia zmierzyć jej długość. Natomiast próbę statyczną niszczącą należało wykonać, utrzymując i zwiększając obciążenie, aż do zniszczenia próbki przy rejestracji jego wartości. Ustalono, iż w przypadku próby zmęczeniowej próbka uzyska wynik pozytywny, jeśli nie zostaną zaobserwowanie oznaki zużycia, zluzowania, uszkodzenia lub nie ulegnie zwiększeniu długość próbki. Próba statyczna kończyła się wynikiem pozytywnym, jeśli nie pojawił się luz miedzy łączonymi częściami oraz nie zwiększyła się długość próbki. Natomiast próbę niszczącą uznawano za pomyślną, jeśli siła rozrywająca próbkę przekraczała 130 kN.

W opracowaniu OR-7189 [30] z roku 1988 podjęto zagadnienie analizy wytrzymałości trójkąta spawano-zgrzewanego przeznaczonego dla wózka typu 25TN o sile nominalnej 60 kN. Obliczenia wykonano zgodnie z wymaganiami karty [6]. Do ich wykonania posłużono się metodą sił dla układu dwukrotnie statycznie niewyznaczalnego.

Przeanalizowano dwa warianty trójkąta hamulcowego. W pierwszym z nich łącznik wykonany był z pręta okrągłego o średnicy ∅=45 mm, natomiast w drugim wariancie element ten wykonany był jako rura okrągła o średnicy ∅=54 mm i ściance grubości 8 mm. Obliczono również naprężenia w spoinach obu wariantów trójkąta. Ramię w obu przypadkach wykonane było jako płaskownik o wymiarach 50 x 20 mm. Dokonano również oceny wytrzymałości zmęczeniowej ramienia. Po wykonaniu obliczeń stwierdzono, iż oba warianty spełniają narzucone im kryteria, jednak do badań stanowiskowych przeznaczono wariant pierwszy jako lżejszy niż wariant drugi. Dalsze obliczenia wykonane zostały celem optymalizacji konstrukcji pod względem masy.

Wykonano zatem obliczenia dla trzeciego wariantu trójkąta hamulcowego, którego ramię wykonane było nadal z płaskownika 50 x 20 mm, natomiast łącznik wykonany został z rury okrągłej o średnicy ∅=60,3 mm i ściance o grubości 5 mm. Wariant ten przeanalizowano metodą sił. Obliczono również strzałkę ugięcia tego wariantu trójkąta hamulcowego oraz sprawdzono stateczność łącznika wykorzystując wzór Eulera dla pręta zamocowanego obustronnie przegubowo [15], przy uwzględnieniu momentu gnącego.

W wyniku przeprowadzonych obliczeń stwierdzono, iż wariant trzeci trójkąta hamulcowego spełnia wymagania dotyczące jego wytrzymałości i masy.

W opracowaniu o oznaczeniu OR-7783 [31] z roku 1994 zawarto program prób i badań, jakim miały poddane być dwa rodzaje trójkątów hamulcowych. Pierwszy z nich to trójkąt wyprodukowany w PAFAWAG-u, a drugi w IPS, dawniej Ośrodku Badawczo – Rozwojowym Pojazdów Szynowych (OBRPS). Trójkąt wyprodukowany w PAFAWAG-u powstał z uwagi na potrzebę zmniejszenia masy trójkąta w stosunku do pierwowzoru oraz potrzebę uproszczenia procesu technologicznego i zmniejszenia ilości spoin. Natomiast trójkąt wyprodukowany w OBRSPS oprócz potrzeby zmniejszenia masy i ilości spoin opracowany został w celu zastosowania nowej technologii zgrzewania tarciowego czopów trójkąta. Oba rodzaje trójkątów hamulcowych przebadane miały zostać według wymagań normy [5] oraz karty [6] z odstępstwem polegającym na przebadaniu mniejszej niż wymagana ilości sztuk. Dodatkowo postanowiono dokonać pomiarów naprężeń na jednym trójkącie z każdego rodzaju. Dobrano tensometry o bazie 6 mm w ilości maksymalnie 10

sztuk. W przypadku pomyślnego zakończenia prób zmęczeniowych badania postanowiono rozszerzyć o dodatkowe cykle zmęczeniowe, dla których przewidziano zwiększenie obciążenia.

W opracowaniu numer OR-7804 [31] z roku 1994 dokonano sprawdzenia wytrzymałości trójkąta przeznaczonego na tor szeroki (1524 mm) z możliwością montażu zmodyfikowanych skośnych wstawek hamulcowych na tor normalny (1435 mm), po zmianie zestawów kołowych. Zastosowanie zmodyfikowanych wstawek hamulcowych powoduje zmniejszenie momentu zginającego trójkąt hamulcowy, generuje jednak zginanie czopa trójkąta oraz obciążenie obsady klocka hamulcowego momentem poziomym. Zgodnie z dokumentacją techniczną trójkąta w opracowaniu [32] przyjęto, iż na trójkąt działać będzie siła wynosząca 150 kN. W związku z tym, iż należało rozwiązać układ statycznie niewyznaczalny, postanowiono skorzystać z metody sił. Sprawdzono również wytrzymałość klina wstawki hamulcowej oraz obsady klocka hamulcowego.

W konkluzji stwierdzono, iż dla żadnego elementu nie zostały przekroczone naprężenia dopuszczalne, a zatem w eksploatacji nie wystąpią odkształcenia trwałe.

Kontynuacją prac podjętych w [31] jest analiza wytrzymałości trójkąta hamulcowego wyprodukowanego w PAFAWAG-u, której wyniki zawarto w opracowaniu OR-7908 [33]

z roku 1995. Łącznik trójkąta wykonany był z rury okrągłej o średnicy ∅=57 i grubości ścianki 8 mm, natomiast ramię wykonano z płaskownika o wymiarach 40 x 20 mm.

Trójkąt posiadał dodatkowo element łączący punkt mocowania ucha ze środkiem łącznika wykonany z płaskownika o wymiarach 40 x 8 mm. Należało rozwiązać układ trzykrotnie statycznie niewyznaczalny. Obliczenia wykonano analitycznie za pomocą metody sił. W celu weryfikacji wyników obliczenia powtórzono, rozwiązując metodą numeryczną układ równań liniowych.

W opracowaniu OR-8010 [34] z roku 1997 przeanalizowano wytrzymałość czopa trójkąta hamulcowego wykonanego według dokumentacji czeskiej. Trójkąt był przeznaczony na obciążenie nominalne 120 kN. Został przebadany według wymagań normy [5] oraz karty [6]. W związku z tym, iż badanie dwóch sztuk dało wynik negatywny, postanowiono przebadać kolejne dwie sztuki i dokonać analizy zmęczeniowej czopa trójkąta hamulcowego. W pierwszej kolejności wyznaczono współczynnik karbu według kilku metod i przeprowadzono obliczenia dla każdej z tych wartości celem późniejszej weryfikacji badawczej. W związku z tym, iż parametry wytrzymałościowe stali, z której wykonany był czop, podane były dla 10⁷ cykli obciążeń, postanowiono na podstawie wzorów dla wykresu Goodmana-Smitha i Wöhlera wyznaczyć granicę

zmęczenia dla 10⁶ cykli. W obliczeniach należało dodatkowo uwzględnić poprawkę na stan jakości powierzchni oraz wielkość badanego przedmiotu. Celem wyznaczenia współczynnika bezpieczeństwa uznano, iż siły zewnętrzne przy równomiernej eksploatacji są znane. Stosując analogiczny tok postępowania, obliczono również wytrzymałość cykliczną czopa trójkąta o sile nominalnej 60 kN. Obliczenia potwierdziły, iż istnieje duże ryzyko pęknięcia trójkąta hamulcowego dla obciążenia 120 kN w rejonie zakończenia czopa, spowodowane wysokim współczynnikiem karbu. Mimo rozbieżności wartości współczynnika karbu, zależnie od przyjętej metody obliczeniowej uznano, iż wytrzymałość jego jest niedostateczna. Potwierdziły to wyniki badań pięciu trójkątów hamulcowych, w których pęknięcia pojawiły się przy około 500000 cykli. Następowały one w wytypowanym obliczeniowo przekroju. Uznano, iż trójkąt spełnia jedynie wymagania ruchu typu „S”, czyli obciążenia nominalnego 60 kN.

W opracowaniu OR-8103 [35] z roku 1999 dokonano analizy trójkąta hamulcowego spawano-zgrzewanego dla rodziny wózków typu Y25 dla ruchu typu „SS”, czyli o sile nominalnej 120 kN. Obliczenia wykonano zgodnie z normą [5] oraz kartą [6]. Do przeprowadzenia obliczeń zastosowano metodę sił dla układu dwukrotnie statycznie niewyznaczalnego. W obliczeniach uwzględniono dwa warianty trójkąta. Oba warianty miały ramię wykonane z płaskownika o wymiarach 50 x 25 mm, a różniły się wymiarami łącznika . Pierwszy z nich posiadał łącznik wykonany z rury okrągłej o średnicy ∅=70 mm i grubości ścianki 5 mm, natomiast w drugim ścianka łącznika miała grubość 8 mm. Dla obu wariantów sprawdzono również wytrzymałość zmęczeniową złącza spawanego, łączącego ramię z czopem oraz złącza spawanego, łączącego ucho z ramieniem.

Przeanalizowano również wytrzymałość zmęczeniową ramienia i obliczono strzałki ugięcia obu wariantów trójkąta. W celu zmniejszenia masy podjęto próbę optymalizacji masy czopa, będącego wspólnym elementem obu wariantów trójkąta. W rezultacie osiągnięto masę nieznacznie większą od jednego ze standardowych trójkątów hamulcowych UIC przeznaczonych dla ruchu „SS” przy znacznie zmniejszonej ilości spawania. Zdecydowano, że w związku ze spełnieniem wymagań wytrzymałościowych do badań stanowiskowych przeznaczony zostanie wariant II rozpatrywanego trójkąta hamulcowego.

Kolejną odmianą trójkąta hamulcowego przeznaczonego do rodziny wózków Y25 dostosowanych do ruchu „SS” był trójkąt przeanalizowany w opracowaniu OR-8104 [36]

z roku 1999. Był to trójkąt hamulcowy spawano-wtłaczany przeznaczony dla wózków typu 26TN oraz 3TNg dla ruchu „SS”. Obliczenia wykonano metodą sił dla układu dwukrotnie

statycznie niewyznaczalnego. Przeanalizowano dwa warianty trójkąta hamulcowego.

W obu przypadkach ramię stanowił płaskownik o wymiarach 50 x 35 mm, natomiast różne były wymiary łącznika. W pierwszym wariancie łącznik wykonany był z pręta prostokątnego o wymiarach 55 x 40 mm, a w drugim wariancie wymiary te wynosiły 60 x 40 mm. W toku obliczeń dokonano oceny zmęczeniowej złącza spawanego, łączącego ramię z czopem oraz spoiny, łączącej ucho z ramieniem. Oceniono również wytrzymałość zmęczeniową ramienia i obliczono strzałkę ugięcia dla obu wariantów trójkąta. Ostatnim etapem obliczeń było sprawdzenia stateczności łącznika. Skorzystano ze wzoru Eulera [15]

dla pręta zamocowanego obustronnie przegubowo, uwzględniając dodatkowo moment gnący. W podsumowaniu obliczeń stwierdzono, iż oba warianty trójkąta hamulcowego spełniają wymagania wytrzymałościowe. Ich masa była jednak większa niż wariantów trójkąta spawano-zgrzewanego przeanalizowanego w [35], przy nieco mniejszej strzałce ugięcia. Do badań stanowiskowych wybrano wariant I trójkąta z ramieniem wykonanym z płaskownika 55 x 40 mm.

W opracowaniu OR-9547 [37] z roku 2009 przeanalizowano możliwości optymalizacji trójkąta hamulcowego typu 3TNf. Trójkąt ten przeznaczony był dla ruchu typu „S”, czyli o obciążeniu dopuszczalnym 60 kN. Spełniał on wymagania normy [5] oraz karty [6] i [7]. Producent, którym była firma ALCON Sp. z o. o. Żmigrod, uzyskała świadectwo dopuszczenia do produkcji tego trójkąta w 2002 roku, po badaniach wykonanych w IPS. Trójkąt ten posiadał łącznik wykonany z rury okrągłej o średnicy

∅=60,3 mm i grubości ścianki 5 mm, natomiast ramiona wykonane były z płaskownika o wymiarach 50 x 20 mm. Łącznik posiadał w swojej środkowej części eliptyczne przewężenie o wymiarach osi głównych 69x52 mm. Pozostałymi elementami były odkuwane czopy i ucho z wtłoczoną tulejką. Trójkąt ten cechował się niską masą oraz mniejszą ilością spoin w stosunku do trójkąta standardowego UIC. Posiadał jednak odsadzenie osi czopa od osi łącznika o 20 mm, co powodowało zwiększenie wysokości H trójkąta. Było to konieczne ze względu na spełnienie wymagań wytrzymałościowych zawartych w [6]. Trójkąt ten spełniał wymagania wymienności według [7], jednak wykorzystywał w znacznym stopniu dostępną przestrzeń roboczą w ramie wózka.

W związku z tym, w przypadku zamontowania go od strony czoła wagonu na obydwu wózkach, pojawiał się problem jego kolizji z czołownicą ramy wózka, jeśli była ona niepoprawnie wykonana. Wynikało to z tego, iż w tej pozycji konieczne było zamontowanie krótkich wieszaków obsad hamulcowych ze względu na uniknięcie kolizji z urządzeniami przetokowymi wagonów. Proces gięcia czołownicy rodziny wózków typu

Y25 jest procesem trudnym ze względu na konieczność wygięcia profilu cienkościennego ceowego w dwóch płaszczyznach przy zachowaniu tolerancji wymiarowych.

Nieprawidłowe wygięcie czołownicy znacznie zmniejsza przestrzeń roboczą trójkąta hamulcowego. Postanowiono poszukać dalszych rezerw wymiarowych w konstrukcji trójkąta hamulcowego.

Wytypowano trzy warianty modyfikacji konstrukcji trójkąta hamulcowego. Wariant pierwszy zakładał zmianę wymiarów przewężenia eliptycznego z 69 x 52 mm do 72 x 45 mm. Wariant drugi i trzeci zakładał zmianę wymiarów profili elementów składowych trójkąta hamulcowego. Nowy wymiar miał wynosić 40 x 20 mm dla ramienia i średnicę

∅=51 mm przy ściance grubości 6,3 mm dla łącznika. Przy czym w wariancie drugim przewężenie eliptyczne łącznika miało mieć wymiary 45 x 52, a w wariancie trzecim 52 x 45 mm.

Wykonano wstępne badania statyczne na jednym egzemplarzu każdego z wariantów.

Wszystkie warianty przeszły pozytywnie wstępne badania według wymagań [6]. Na tej podstawie postanowiono przeprowadzić analizę wytrzymałości trójkątów za pomocą metody MES po to, żeby ocenić ich wytrzymałość zmęczeniową. Na podstawie obliczeń ustalono, iż naprężenia dla wariantu I wzrosły na tyle nieznacznie, iż nie jest konieczne przeprowadzenie badań zmęczeniowych. Natomiast wyniki wariantu II i III wskazywały znaczny wzrosty poziomu naprężeń w uchu. Wymagało to przeprowadzenia pełnych badań według karty [6]. Największe korzyści wymiarowe oferował wariant II, ale nie rekompensowały tego konieczne do poniesienia nakłady finansowe celem wdrożenia go do produkcji. Rozwiązaniem kompromisowym był wariant I, który wymagał jedynie korekty dokumentacji konstrukcyjnej. W konkluzji stwierdzono, iż dotychczasowy trójkąt hamulcowy skonstruowany jest poprawnie, jednak wymaga poprawnego wykonania czołownicy ramy wózka. Wybór wariantu pozostawiono producentowi, przy czym zaznaczono, iż wariant pierwszy powoduje poprawę sytuacji przy minimalnych nakładach, natomiast wariant II rozwiązuje postawiony problem, ale przy znacznych nakładach finansowych na badania.

W opracowaniu OR-9625 [38] z roku 2009 podjęto kontynuację prac zawartych w [37]. W dokumencie tym dokonano oceny badań statycznych i zmęczeniowych trójkątów hamulcowych. Trójkąty te przeznaczone były dla wózków towarowych typu 3TNf/1. Wyprodukowane zostały przez firmę ALCON Sp. z o. o. Żmigród. Przebadane trójkąty opracowane zostały z powodu konieczności lepszego wykorzystania przestrzeni roboczej w ramie wózka. W pierwszym etapie badań dokonano wstępnych prób

wytrzymałościowych trzech wariantów trójkątów hamulcowych. Po wstępnych badaniach dokonano analizy wytrzymałości wszystkich trzech wariantów trójkąta hamulcowego. Na podstawie tej analizy zakwalifikowano do przeprowadzenia pełnych badań wersję drugą trójkąta hamulcowego. Łącznik tej wersji wykonany był z rury okrągłej o średnicy ∅=51

mm i grubości ścianki 6,3 mm, natomiast ramię wykonane było z płaskownika o wymiarach 20 x 40 mm. Wymiary takie gwarantowały dostateczne zwiększenie

przestrzeni roboczej oraz redukcję masy w stosunku do trójkąta dotychczas stosowanego.

W celu zmniejszenia ryzyka poniesienia zbędnych kosztów jako pierwsze przeprowadzono badania zmęczeniowe dwóch wymaganych egzemplarzy, a w przypadku wyniku pozytywnego uzupełnić procedurę o wymagane w [6] badania statyczne. Po przeprowadzeniu badań zmęczeniowych stwierdzono, iż oba trójkąty hamulcowe spełniły kryteria określone w [6] i zakwalifikowano wymagane 8 egzemplarzy trójkąta do badań statycznych, które również zakończyły się wynikiem pozytywnym. W wyniku uzyskania dopuszczenia do produkcji danego wariantu trójkąta opracowano dokumentacje konstrukcyjną dla dwóch jego odmian, tj. dla trójkąta z pełnym czopem ze stali ulepszanej cieplnie oraz trójkąta z wtłaczaną na czop tulejką ze stali ulepszanej cieplnie.

Kolejnym opracowaniem zrealizowanym w celu dalszej optymalizacji przestrzeni roboczej trójkąta hamulcowego jest OR-9728 [39] z roku 2010. Zawiera on wyniki analizy przeprowadzone na potrzeby prac udokumentowanych w [38], rozszerzone o dodatkowe warianty. Przedstawiono w nim wyniki obliczeń przeznaczonego do rodziny wózków 3TNf trójkąta hamulcowego o sile nominalnej 60 kN. Trójkąty te wykonany były jako konstrukcje całkowicie spawane.

Założeniem było tu skonstruowanie trójkąta najkorzystniejszego pod względem technologicznym, konstrukcyjnym, wymiarowym oraz masowym przy spełnieniu kryteriów, dotyczących odkształcenia oraz naprężeń poniżej granicy plastyczności materiału. Analizę wykonano metodą MES. Wartości obciążeń oraz kryteria zaczerpnięto z normy [5] oraz karty [6]. Ponownie założono, iż środkowa cześć łącznika będzie posiadać eliptyczne przewężenie. Rozważono pięć wariantów o różnych wymiarach

głównych osi elipsy. Cztery warianty posiadały ramię wykonane z płaskownika o wymiarach 50 x 20 mm i łącznik wykonany z rury okrągłej o średnicy ∅=60,3 mm i grubości ścianki 5 mm przy głównych osiach elipsy o wymiarach odpowiednio 69 x 53;

75,25 x 44,44; 78,82 x 40,44 oraz 72 x 45 mm. Piąty wariant trójkąta hamulcowego posiadał ramię wykonane z płaskownika o wymiarach 40 x 20 mm i łącznik wykonany

z rury okrągłej o średnicy ∅=51 mm i grubości ścianki 6,3 mm. Główne osie elipsy w tym wariancie miały wymiary 56 x 45 mm. W celu ograniczenia masy trójkąta opracowano dwa warianty trójkąta lekkiego. Pierwszy z nich posiadał wyżłobienie w środku ramienia, a drugi posiadał pocienione ucho w miejscu połączenia z ramieniem. W celu uproszczenia technologii wykonania opracowano cztery warianty czopa trójkąta hamulcowego, w tym czop krótki jednoosiowy z rurą jednokrotnie giętą, czop krótki jednoosiowy z rurą dwukrotnie giętą (połączenie ramienia z łącznikiem na prostym odcinku), czop długi jednoosiowy z rurą giętą jednokrotnie i czop krótki jednoosiowy z rurą giętą dwukrotnie (połączenie ramienia z łącznikiem na zagięciu rury). W konkluzji stwierdzono, iż najkorzystniejsze wartości naprężeń i odkształceń otrzymane zostały dla wariantu trójkąta z przewężeniem eliptycznym o wymiarach 75,25 x 44,44 lub 72 x 45. Stwierdzono, iż wyżłobienie ramienia powoduje nadmierny wzrostu strzałki ugięcia trójkąta hamulcowego.

Dopuszczalne jest natomiast zmniejszenie grubości ucha. Żaden z założonych wariantów modyfikacji czopa trójkąta hamulcowego nie spełnił kryteriów narzuconych normą [5].

Opracowanie OR-9790 [40] stanowi kontynuację prac przedstawionych w [37], dotyczących możliwości optymalizacji trójkąta hamulcowego o sile nominalnej 60 kN dla wózka standardowego rodziny Y25. Rozpatrywany trójkąt hamulcowy przeszedł pozytywnie badania zgodnie z kartą [6]. Składał się on z płaskownika 20 x 50 mm jako ramienia i rury okrągłej o średnicy ∅= 60,3 mm i grubości ścianki 5 mm oraz dwóch odkuwek czopów i ucha. Posiadał on dodatkowo niską masę (32,42) oraz ograniczoną ilość spoin w stosunku do konstrukcji trójkąta standardowego. W celu spełnienia wymagań wytrzymałościowych zastosowano w nim odsunięcie osi łącznika na zewnątrz o 20 mm w stosunku do osi czopa. Znaczne zmniejszenie tego odsadzenia powoduje przekroczenie dopuszczalnej strzałki ugięcia trójkąta hamulcowego. Zastosowanie odsadzenia skutkuje zwiększonym zapotrzebowaniem przestrzeni roboczej, przy czym trójkąt spełnia wymagania dotyczące wymienności według karty [7].

Przy skrajnie niekorzystnej kombinacji zużycia elementów układu biegowego oraz

przy wykorzystaniu maksymalnej ładowności wagonu może dochodzić do kolizji z czołownicą ramy wózka lub ze wspornikami podłużnic. Kolizje te wystąpić mogą

jedynie na zewnątrz wózków skrajnych wagonów, gdzie zastosowane są krótkie wieszaki hamulcowe. Kolizje te powodują zwiększenie hałasu oraz uszkadzanie antykorozyjnej warstwy ochronnej ramy wózka oraz trójkąta hamulcowego. Konstrukcja rozpatrywanego trójkąta hamulcowego posiada eliptyczne przewężenie w środkowej części łącznika o wymiarach osi głównych 52 x 69 mm. Taki zabieg technologiczny spowodował

oddalanie części środkowej trójkąta od czołownicy o 4 mm, co udowodniły próby zabudowy na gotowym wózku. Jednakże z powodu problemów technologicznych, jakie występują u producentów ram wózków, gięcie czołownicy nie zawsze daje oczekiwane rezultaty. Jest to proces o tyle trudny, iż gięcie należy przeprowadzić w dwóch płaszczyznach, przy czym czołownica ramy wózka wykonywana jest z ceownika hutniczego. Zatem jako środek zaradczy postanowiono znaleźć dalsze rezerwy wymiarowe w konstrukcji trójkąta hamulcowego. W związku z tym zaproponowano, iż oprócz trzech wariantów rozpatrzonych w [37] należy znaleźć wariant trójkąta bazującego na dotychczas wykonywanym, ale ze zmniejszonym odsadzeniem osi czopa od osi łącznika. Ustalono, iż zmniejszenie odsadzenia z 20 mm do 5 mm pozwoli rozwiązać problem kolizji trójkąta hamulcowego z czołownicą przy jej niepoprawnym wygięciu. Zalecono także zwiększenie kontroli gięcia czołownicy w celu zachowania tolerancji jej wykonania, które wynikają z dokumentacji technicznej wózka.

Poszukiwania właściwego kształtu trójkąta ze zmniejszonym odsadzeniem przedstawiono w opracowaniu OR-9861 [41] z roku 2010. Podjęto w nim dalsze próby optymalizacji kształtu trójkąta hamulcowego przeznaczonego dla wózków 3TNf/1. Trójkąt wykonano jako konstrukcję spawaną, której ramię stanowił płaskownik o wymiarach 50 x 20 mm, natomiast łącznikiem była rura okrągła o średnicy ∅=60,3 mm i ściance grubości 5 mm. Lepsze wykorzystanie przestrzeni roboczej trójkąta na wózku postanowiono zapewnić dzięki zmniejszeniu odległości pomiędzy osią czopa, a osią łącznika, która wyjściowo wynosiła 20 mm. Postanowiono wykonać najpierw badania zmęczeniowe na dwóch sztukach trójkąta według wymagań karty [5], a w razie pozytywnego wyniku uzupełnić proces homologacyjny o badania statyczne na ośmiu wymaganych sztukach.

Trójkąt przeznaczony był do ruchu typu „S”, zatem jego obciążenie nominalne wynosiło 60 kN. Zastosowano większą niż wymaga ilość cykli. Podczas wykonywania dodatkowej ilości cykli obciążeń zwiększono obciążenie, aby ocenić zapas wytrzymałości oferowany przez badaną konstrukcję. W związku z pozytywnym wynikiem badań zmęczeniowych przeprowadzono badania statyczne. Podobnie jak badania zmęczeniowe, także i badania statyczne zakończyły się pozytywnym rezultatem. Po wykonaniu badań opracowano dokumentację konstrukcyjną nowej wersji trójkąta hamulcowego. Zrezygnowano w tym przypadku z eliptycznego przewężenia łącznika na rzecz zmniejszenia jego odsadzenia względem czopa do 5 mm.

W opracowaniu OR-10306 [42] z roku 2013 sporządzono opinie na temat trójkątów hamulcowych przeznaczonych na tor o szerokości 1520 mm. Opracowanie trójkąta