P O L I T E C H N I K A P O Z N A Ń S K A RELACJE DIAGNOSTYCZNE STAN-SYGNAŁ PRZEKŁADNIKÓW CIŚNIENIA UKŁADÓW HAMULCOWYCH POJAZDÓW SZYNOWYCH

P O L I T E C H N I K A P O Z N A Ń S K A WYDZIAŁ MASZYN ROBOCZYCH I TRANSPORTU RELACJE DIAGNOSTYCZNE STAN-SYGNAŁ PRZEKŁADNIKÓW CIŚNIENIA UKŁADÓW HAMULCOWYCH POJAZDÓW SZYNOWYCH Sylwin Tomaszewski Promotor: prof. dr hab. inż. Franciszek Tomaszewski POZNAŃ 2017

SPIS TREŚCI WPROWADZENIE... 4 1. ISTOTA DIAGNOSTYKI TECHNICZNEJ... 9 1.1. Podstawowe pojęcia z diagnostyki technicznej... 9 1.2. Diagnostyka układów pneumatycznych... 12 1.3. Relacje diagnostyczne... 16 2. OBIEKT BADAŃ DIAGNOSTYCZNYCH... 22 2.1. Ogólny zarys budowy układu hamulcowego pojazdów szynowych... 22 2.2. Rodzaje i budowa przekładników ciśnienia... 24 3. DIAGNOSTYKA PNEUMATYCZNYCH UKŁADÓW HAMULCOWYCH POJAZDÓW SZYNOWYCH... 31 3.1. Stan diagnostyki układów hamulcowych... 31 3.2. Ocena ilościowa uszkodzeń układów hamulcowych... 40 3.3. Analiza rodzajów, przyczyn i skutków uszkodzeń przekładnika ciśnienia... 42 3.4. Wybór zespołu do badań... 43 3.5. Podsumowanie... 45 4. CEL I ZAKRES PRACY... 47 4.1. Uzasadnienie podjęcia tematu pracy... 47 4.2. Cel i zadania badawcze... 47 4.3. Zakres pracy... 47 5. METODYKA BADAŃ... 48 5.1. Wprowadzenie... 48 5.2. Stanowiska badawcze... 48 5.2.1. Stanowisko do badań przebiegów ciśnień... 48 5.2.2. Stanowisko do badań klimatycznych... 52 5.2.3. Stanowisko do pomiaru siły w układzie kinematycznym przekładnika ciśnienia... 53 5.2.4. Stanowisko do badań środków smarnych... 54 5.3. Model symulacyjny przekładnika... 56 2

5.4. Zakres badań wpływu różnych czynników na zmiany parametrów pracy przekładnika... 62 5.4.1. Wybrane parametry diagnostyczne przekładnika... 62 5.4.2. Czynniki konstrukcyjne... 64 5.4.3. Czynniki produkcyjne... 66 5.4.4. Czynniki eksploatacyjne... 68 5.5. Podsumowanie... 68 6. BADANIA PRZEKŁADNIKA CIŚNIENIA... 69 6.1. Badania stanowiskowe przekładnika... 69 6.1.1. Wyniki badań czynników konstrukcyjnych... 69 6.1.2. Wyniki badań czynników produkcyjnych... 81 6.1.3. Wyniki badań czynników eksploatacyjnych... 86 6.2. Badania symulacyjne... 92 6.3. Analiza wyników badań... 95 6.3.1. Wprowadzenie... 95 6.3.2. Relacje diagnostyczne dla cech konstrukcyjnych... 97 6.3.3. Relacje diagnostyczne dla cech produkcyjnych... 102 6.3.4. Relacje diagnostyczne dla cech eksploatacyjnych... 105 6.4. Analiza wyników symulacji... 110 6.5. Podsumowanie... 111 7. PROPOZYCJA NOWEJ KONSTRUKCJI PRZEKŁADNIKA... 113 8. PODSUMOWANIE I WNIOSKI... 115 9. LITERATURA... 118 3

WPROWADZENIE Wraz z pojawienia się na świecie pierwszych pojazdów nieodłącznie towarzyszy im układ hamulcowy. Służy on do zmniejszania prędkości oraz zatrzymania pojazdu, zwłaszcza w sytuacji zagrożenia, w jak najkrótszym czasie i z jak największą pewnością. Hamulce służą także do unieruchomienia pojazdu na postoju. Układ hamulcowy jest jednym z podstawowych układów pojazdu mechanicznego i kluczowym układem w kwestii zapewnienia bezpieczeństwa zarówno użytkownikom pojazdów jak i osobom oraz przedmiotom znajdującym się w ich otoczeniu. W związku z tym zapewnienie skuteczności układu hamulcowego i jego niezawodności jest głównym celem na etapie konstruowania, wytwarzania i eksploatowania wszelkiego rodzaju pojazdów funkcjonujących na świecie. Do tej pory podstawowym hamulcem jest hamulec cierny, najczęściej uruchamiany hydraulicznie lub pneumatycznie. Jednocześnie, wraz z dynamicznym rozwojem techniki oraz wzrostem prędkości poruszania się pojazdów, pojawiają się coraz nowsze układy wspomagające klasyczny układ cierny poprzez elektryczne sterowanie mikroprocesorowe oraz wykorzystywanie układów hamulcowych beztarciowych, np.: hamulca elektrodynamicznego lub hydrodynamicznego. Podstawowymi gałęziami transportu, w których dąży się do zapewnienia bezpieczeństwa eksploatacji poprzez zapewnienie jak najwyższej jakości, skuteczności i niezawodności układów hamulcowych, są transport drogowy i transport szynowy [40]. Skuteczność działania hamulców może być oceniona podczas badań ruchowych na podstawie pomiarów długości drogi hamowania lub wartości opóźnienia hamowania oraz podczas badań stacjonarnych (stanowiskowych) na podstawie pomiaru wartości sił wytwarzanych pomiędzy elementami pary ciernej. Diagnozowanie układów hamulcowych pojazdów drogowych można podzielić na diagnozowanie mechanizmów uruchamiających hamulce oraz określanie skuteczności działania układu hamulcowego [9]. W praktyce diagnostyka hamulca sprowadza się do sprawdzenia jego skuteczności podczas przeprowadzania okresowego badania technicznego na stacji diagnostycznej. Około 80 procent samochodów trafiających do stacji obsługi posiada większe lub mniejsze uszkodzenia układu hamulcowego. Najczęściej stwierdzane niezdatności układu hamulcowego to m.in.: zużyte klocki, tarcze, bębny i szczęki hamulcowe, nieskuteczny hamulec postojowy, czy też wycieki z układu hamulcowego. Nieusunięte uszkodzenia (zużycia) powodują wydłużenie drogi hamowania lub mogą nawet wpłynąć na utratę kontroli nad pojazdem [4]. Jeśli podczas badania okresowego skuteczność działania układu 4

hamulcowego budzi zastrzeżenia, najczęściej dopiero wtedy dochodzi do diagnozowania mechanizmów uruchamiających hamulce. W przypadku transportu kolejowego, w którym określenie stanu technicznego pojazdu nie sprowadza się jedynie do przeglądu technicznego przeprowadzanego raz w roku, diagnozowanie hamulca przeprowadza się częściej i bardziej szczegółowo. Funkcjonujący w kraju system diagnozowania stanu układów hamulcowych pojazdów szynowych sterowanych klasycznym hamulcem pneumatycznym (PN), zgodnie z normą [26] określa program prób odbiorczych tego hamulca dla wagonów towarowych, wagonów pasażerskich i pojazdów trakcyjnych. Program ten, oprócz oględzin sprawdzających poprawność wykonania i montażu układu hamulcowego oraz sprawdzenia szczelności instalacji pneumatycznej wagonu, wymaga stacjonarnych prób funkcjonalnych hamulca PN polegających na sprawdzeniu: drożności przewodu głównego, czasów napełniania zbiornika pomocniczego i zbiornika sterującego, czułości i nieczułości hamulca na odpowiednie spadki ciśnienia w przewodzie głównym, największych wartości ciśnień cylindrowych, ciśnienia zaskoku w nastawieniu "Towarowy" oraz czasów napełniania i opróżniania cylindrów hamulcowych we wszystkich, występujących na pojeździe, nastawieniach hamulca, zdolności hamulca do hamowania i odhamowania, działania przyspieszacza hamowania nagłego (jeżeli występuje), działania hamulca bezpieczeństwa, poprawności działania odluźniacza, skoku tłoka i działania nastawiacza przekładni hamulcowej. Niezdatności układów hamulcowych są jedną z podstawowych przyczyn wypadków komunikacyjnych powodowanych przez pojazdy mechaniczne. W związku z tym wykrycie niezdatności tego układu należy do najważniejszych zadań diagnostyki technicznej. W przypadku transportu kolejowego, stan techniczny taboru odgrywa znaczącą rolę. Z przedstawionych danych na rysunku 1 wynika, że awarie pojazdów szynowych stanowią aż 11% wszystkich przyczyn wypadków kolejowych w latach 2009 2010. 5

Rys. 1. Podział zdarzeń kolejowych ze względu na przyczynę powstawania w latach 2009-2010 [27] Dane z rysunku 2 pokazują, że układ hamulcowy znajduje się na drugim miejscu, zaraz po zestawach kołowych, wśród źródeł technicznych wypadków kolejowych. Jego awarie były przyczyną zdarzeń kolejowych w latach 2009 i 2010 aż w 11%. Rys. 2. Źródła techniczne zdarzeń kolejowych w latach 2009-2010 [27] Najważniejszym skutkiem i jednocześnie najwyższym kosztem każdego wypadku jest śmierć człowieka. Dalsze skutki wypadków komunikacyjnych to koszty ekonomiczne i społeczne, które możemy podzielić na [44]: bezpośrednie koszty medyczne i rehabilitacji, koszty uszkodzenia mienia (pojazdów, infrastruktury, itp.), 6

koszty administracyjne (policji, straży pożarnej, pogotowia, sądowe, ubezpieczycieli, itp.). pośrednie straty PKB (utracona produkcja, niezrealizowana konsumpcja, itp.), koszty ludzkie (ból i cierpienie ofiar i ich rodzin, utrata jakości życia, itp.), dodatkowe (straty czasu, zwiększenie zużycia paliwa, zanieczyszczenie środowiska, itp.). Na rysunku 3 przedstawiono koszty zdarzeń kolejowych, które miały miejsce w latach 2009 2010. W kosztach tych nie uwzględniono kosztów związanych bezpośrednio z ofiarami wypadków. Największy udział w kosztach zdarzeń kolejowych mają koszty wewnętrzne kolei poniesione na skutek strat w pojazdach ponad 58% wszystkich kosztów i na straty w infrastrukturze prawie 34%. Rys. 3. Koszty zdarzeń kolejowych w latach 2009-2010 [27] Z analizy zaprezentowanych danych dotyczących przyczyn i skutków wypadków komunikacyjnych, w tym wypadku kolejowych, wynika konieczność bezwzględnego dążenia do minimalizowania ich liczby, co spowoduje istotne ograniczenie kosztów nieprzewidzianych zdarzeń. Dlatego do głównych zadań diagnostyki technicznej pojazdu powinno należeć analizowanie możliwie największej ilości układów mechanicznych decydujących o bezpieczeństwie ruchu pojazdów. Do układów decydujących o bezpiecznej eksploatacji pojazdów kolejowych należy, oprócz układu biegowego, ich układ hamowania, w tym układ pneumatyczny hamulca. Dlatego też diagnostyka tego układu realizowana w czasie eksploatacji pojazdu pełni kluczową rolę, gdyż wykrywa uszkodzenia i nieprawidłowości umożliwiając przekazanie 7

pojazdu do naprawy zanim uszkodzenia te doprowadzą do wypadku (katastrofy kolejowej). W związku z powyższym w pracy przedstawiono analizę możliwości diagnozowania jednego z najistotniejszych elementów składowych układu hamulcowego pojazdów szynowych przekładnika ciśnienia. Przeanalizowano wpływ czynników: konstrukcyjnych, produkcyjnych i eksploatacyjnych mających wpływ na stan techniczny przekładnika ciśnienia. Przeprowadzono badania symulacyjne i stanowiskowe w celu wyznaczenia parametrów diagnostycznych zawierających istotne informacje o stanie przekładnika ciśnienia. 8

1. ISTOTA DIAGNOSTYKI TECHNICZNEJ 1.1. Podstawowe pojęcia z diagnostyki technicznej Termin "diagnostyka" pochodzi z języka greckiego, gdzie diagnosis oznacza rozpoznanie, rozróżnianie, osądzanie, a diagnostike techne sztuka rozróżniania, sztuka stawiania diagnozy. Ukształtowana już w obrębie nauk eksploatacyjnych dziedzina wiedzy diagnostyka techniczna zajmuje się oceną stanu technicznego maszyn poprzez badanie własności procesów roboczych i towarzyszących pracy maszyn, a także poprzez badanie własności wytworów maszyny. Istota diagnostyki technicznej polega na określeniu stanu maszyny (zespołu podzespołu, elementu) w sposób pośredni, bez demontażu, w oparciu o pomiar generowanych sygnałów (symptomów) diagnostycznych i porównanie ich z wartościami nominalnymi. Wartość sygnału (symptomu) diagnostycznego musi być związana znaną zależnością z diagnozowaną cechą stanu maszyny, charakteryzującą jego stan techniczny [45]. W inżynierii mechanicznej, w budowie i eksploatacji maszyn i urządzeń mechanicznych, czynnikiem pobudzającym rozwój diagnostyki jest wymagany wysoki poziom niezawodności przy wypełnianiu funkcji realizowanej przez urządzenie. Wysoki poziom niezawodności definiowany może być w kategoriach ekonomicznych oraz w kategoriach bezpieczeństwa. Dlatego też diagnostyka techniczna maszyn i urządzeń mechanicznych najwcześniej została zastosowana do środków transportu powietrznego, morskiego i drogowego. Następny etap rozwoju diagnostyki to ocena stanu skomplikowanych ciągów technologicznych oraz jakości procesu produkcyjnego (w zakładach produkcyjnych) oraz wymagania związane z nową, najczęściej bezobsługową, eksploatacją urządzeń technicznych. [3]. Diagnostyka techniczna, jak każda dziedzina wiedzy ma swe źródła, paradygmaty i metodologię. Zagadnienia te doczekały się już szczegółowych opracowań, pozwalających precyzyjnie formułować podstawowe cele, zadania i formy działania diagnostycznego. Do podstawowych zadań diagnostyki technicznej należy zaliczyć [45]: badanie, identyfikacja i klasyfikacja rozwijających się uszkodzeń oraz ich symptomów (symptom to zorientowana uszkodzeniowo miara sygnału), opracowanie metod i środków do badania i selekcji symptomów diagnostycznych, 9

wypracowanie decyzji diagnostycznych o stanie pojazdu i wynikających z niego możliwości wykorzystywania lub rodzaju i zakresie koniecznych czynności profilaktycznych. W badaniach diagnostycznych rozróżnia się następujące fazy badania ocenowego: kontrolę stanu maszyny, ocenę stanu i jego konsekwencje, lokalizację i separację uszkodzeń powstałych w maszynie, wnioskowanie o przyszłych stanach maszyny. Te zadania realizowane są w następujących formach działania diagnostycznego: diagnozowanie jako proces określania stanu maszyny w chwili badania, dozorowanie jako proces obserwacji zmian stanu funkcjonalnego obiektu w czasie eksploatacji, genezowanie jako proces odtwarzania historii życia maszyny, prognozowanie jako proces określania przyszłych stanów maszyny. Przedstawione formy działania diagnostycznego realizowane są w czasie ciągłej lub dyskretnej obserwacji maszyny [45]. Zgodnie z rysunkiem 1.1 przedstawiającym fazy istnienia maszyny w diagnostyce technicznej, oparto się o trzy istotne wyróżnione rodzaje diagnostyki technicznej, a mianowicie: diagnostykę konstrukcyjną mającą na celu uwzględnienie obowiązujących norm i przepisów, a także zasad funkcjonalności, niezawodności, technologiczności, ergonomii, ekonomi i ekologii w procesie konstruowania wyrobu, diagnostykę produkcyjną mającą na celu zachowanie najwyższej jakości wykonania, zachowanie technologiczności, dobór odpowiednich materiałów oraz niskie koszty produkcji wyrobu, diagnostykę eksploatacyjną pozwalającą określić czy obiekt (wyrób) funkcjonuje prawidłowo, zgodnie z założeniami konstrukcyjnymi, lokalizację i przyczynę uszkodzeń, a także prognozę do wystąpienia kolejnego uszkodzenia. 10

Rys. 1.1. Fazy istnienia maszyny w diagnostyce technicznej [46] Określane metodami diagnostyki technicznej diagnozy stanu maszyny są wyróżniane za pomocą różnego rodzaju wskaźników (symptomów). Zawsze jednak ich forma prezentacji powinna być dostosowana do możliwości percepcyjnych, decyzyjnych i wykonawczych użytkowników diagnozowanego obiektu. Diagnostyka od strony jej realizacji, to określenie ilościowe i jakościowe dostępnych do obserwacji objawów stanu technicznego i wnioskowanie na podstawie tego zbioru danych. Pojęcie obserwowalny objaw stanu (inaczej symptom) zawiera w sobie trzy podstawowe grupy parametrów i charakterystyk, jakie może obejmować diagnostyka [29]: określenie (pomiar) parametrów roboczych maszyny, np. moc, prędkość obrotowa, pobór prądu, itp.; wymaga okresowego wyłączania maszyny z ruchu i poddania jej określonemu zakresowi specjalnych badań testowych, określenie parametrów i charakterystyk konstrukcyjnych elementów maszyny, ulegających podczas jej działania procesowi zużycia; połączony zwykle bywa z okresową naprawą, ponieważ poza wyłączeniem z ruchu wymaga demontażu maszyny czy urządzenia, określenie parametrów tzw. procesów resztkowych, które w sposób niezamierzony ale nierozerwalny towarzyszą działaniu maszyn i urządzeń. Są to procesy termiczne, elektryczne, a przede wszystkim wibroakustyczne; 11

stwarza możliwość bezdemontażowej oceny stanu technicznego maszyny podczas jej normalnej eksploatacji. Na rysunku 1.2 przedstawiono możliwe sposoby obserwacji stanu maszyny. Wynika z nich, że maszyny w ruchu to systemy samogenerujące drgania, hałas, pulsację medium i inne procesy wibroakustyczne. Są one przyczynami lub efektami zużywania się maszyn w trakcie eksploatacji. Mają bezpośredni wpływ na cały proces produkcyjny (w tym zużycie energii) oraz na jakość wytwarzanego wyrobu. Rys. 1.2. Możliwe sposoby obserwacji stanu maszyny [46] Stan techniczny obiektu jest definiowany w kategoriach jakości i bezpieczeństwa jego działania, poprzez wektor miar bezpośrednich lub pośrednich. Aktualny stan maszyny można określać obserwując funkcjonowanie obiektu, tzn. jego wyjście główne przekształconej energii (lub produktu), oraz wyjście dyssypacyjne gdzie obserwuje się procesy resztkowe np. termiczne, wibracyjne, akustyczne, elektromagnetyczne. 1.2. Diagnostyka układów pneumatycznych Układy pneumatyczne odgrywają bardzo ważną rolę w nowoczesnych maszynach i urządzeniach oraz w systemach sterowania. Wiele z nich znajduje zastosowanie w budownictwie, górnictwie, przemyśle energetycznym, chemicznym, motoryzacyjnym, kolejowym a także w służbie zdrowia. Wśród głównych urządzeń pneumatycznych można wymienić na przykład systemy wentylacyjne, wiertarki, młoty i klucze udarowe, ubijaki 12

betonu, podajniki i przenośniki pneumatyczne, układy zasilające unity dentystyczne, układy hamulcowe pojazdów samochodowych i kolejowych oraz wiele innych. Powszechne zastosowanie napędów pneumatycznych wynika z zalet czynnika roboczego (powietrza) oraz z zalet urządzeń napędzanych tym czynnikiem. Zalety sprężonego powietrza jako źródła energii są następujące [36]: powietrze jest wszędzie dostępne, gdyż stanowi atmosferę ziemską, po wykorzystaniu energii zawartej w sprężonym powietrzu nie trzeba go zwracać do sieci i ewentualnie wymieniać, powietrze jest bezpieczne i czyste w eksploatacji (nie grozi porażeniem i nie zanieczyszcza otoczenia w razie uszkodzenia instalacji), sprężone powietrze (zwykle o ciśnieniu 0,4 1,6 MPa) jest bardzo dobrym źródłem energii do wytwarzania sił w granicach od kilku dan do kilkunastu kn. Wadą sprężonego powietrza jest jego duża ściśliwość (ok. 2000 razy większa niż płynów hydraulicznych) co bardzo utrudnia uzyskiwanie bardzo powolnych i płynnych ruchów mechanizmów pneumatycznych. Podstawowy układ pneumatyczny można przedstawić za pomocą schematu blokowego (rys 1.3.) Układ wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza Układ sterujący Układ wykonawczy Rys. 1.3. Schemat blokowy podstawowego układu pneumatycznego W związku z tak powszechnym i szerokim zastosowaniem układów pneumatycznych w nowoczesnej technice występuje silna potrzeba ich diagnozowania. Ocenę stanu technicznego układów pneumatycznych można podzielić na dwa podstawowe etapy: badanie wstępne bezprzyrządowe (organoleptyczne), przyrządowe, stanowiskowe badanie układu pneumatycznego badanie diagnostyczne instalacji pneumatycznej, badanie diagnostyczne układów pneumatycznych. Wstępna diagnostyka (organoleptyczna) instalacji pneumatycznej obejmuje oględziny zewnętrzne, podczas których sprawdza się stan sprężarki i sprzęgieł do jej 13

napędu, stan przewodów i cięgien, kompletność elementów instalacji i ich mocowania, szczelność układu oraz sprawdza się (przy użyciu odwadniaczy), czy w zbiornikach nie znajduje się kondensat pary wodnej [20]. W ramach wstępnej, przyrządowej oceny instalacji przeprowadza się ocenę jej szczelności, prawidłowość działania, np. sprężarki (na podstawie prędkości wzrastania ciśnienia w zbiornikach powietrza) oraz prawidłowość działania zaworu bezpieczeństwa. Kolejnym elementem poddawanym diagnostyce są zbiorniki na sprężone powietrze. Sprawdza sie czy założone przez producenta pojemności są wystarczające aby zapewnić odpowiednią ilość powietrza dla układów wykonawczych w trakcie ich powtarzalnej pracy. Badania stanowiskowe układów i poszczególnych urządzeń pneumatycznych realizowane są na specjalnych stanowiskach wyposażonych w układy pomiarowe ciśnień, przemieszczeń sił w funkcji czasu, z możliwością rejestracji tych parametrów. Często korzysta się także z przenośnych stanowisk diagnostycznych. Na rysunkach 1.4 i 1.5 przedstawiono przykładowe przebiegi z badania szczelności i próbę oceny wydajności sprężarki. Rys. 1.4. Przykładowy przebieg próby sprawdzenia szczelności instalacji pneumatycznej na podstawie zmian ciśnienia Pz na złączu zasilającym [14] 14

Rys. 1.5. Przykładowy przebieg wzrostu ciśnienia Pv w zbiorniku podczas sprawdzania wydatku sprężarki [14] Po badaniu wstępnym instalacji pneumatycznej przeprowadza się szczegółowe badania diagnostyczne poszczególnych zespołów badanego układu pneumatycznego. Badania diagnostyczne zespołów powietrznych przeprowadza się w celu stwierdzenia prawidłowości ich działania i zlokalizowaniu uszkodzenia, co umożliwia skierowanie niezdatnych zespołów do naprawy, regulacji czy też wymiany przed wystąpieniem awarii [20]. określa się: Podczas badań diagnostycznych sprężarki, w celu zbadania jej stanu technicznego ciśnienie tłoczenia, wydajność, poziom hałasu, spektrum drgań, pobór mocy, temperaturę pracy, Podczas badań każdego z zespołów układu pneumatycznego na stanowiskach specjalistycznych sprawdza się szczelność, czułość działania, stopniowość działania oraz wyznacza się ich charakterystyki statyczne. Szczelność sprawdza się najczęściej na podstawie spadku ciśnienia w zbiorniku pomiarowym stanowiska podłączonym do badanego zespołu, w sposób podobny jak przy sprawdzaniu szczelności instalacji 15

Czułość charakteryzuje wielkość ciśnienia odpowiadającego początkowi zadziałania zespołu. Podczas badania wyznacza się wartość ciśnienia, dla którego sprawdzany element zaczyna działać. Stopniowość (ciągłość działania) oceniana jest poprzez możliwość uzyskania małych przyrostów ciśnienia w przyłączu wyjściowym urządzenia, przy zmianach ciśnienia w przyłączu sterującym. Charakterystyka statyczna określa zależność funkcyjna pomiędzy parametrami wejściowymi i wyjściowymi. Parametrami mogą być ciśnienia, siły, przemieszczenia. Np. dla zaworów proporcjonalnych przedstawiana jest zależnością zmian ciśnienia na wyjściu z zaworu od zmian ciśnienia w przyłączach sterujących, przy niezmiennym poziomie ciśnienia zasilania. Wymagane wartości i tolerancje parametrów, sprawdzanych podczas badań stanowiskowych, podawane są przez producentów zespołów w szczegółowych katalogach i instrukcjach obsługi. 1.3. Relacje diagnostyczne W diagnostyce stosowane jest pojęcie "relacje diagnostyczne". Pojęcie to oznacza związek pomiędzy stanami obiektu X a parametrami sygnału diagnostycznego Y. Stan obiektu może być definiowany jako zbiór parametrów struktury (np. parametry opisujące zużycie eksploatacyjne, regulacyjne, pracy itp.) lub w sensie niezawodnościowym: zdatny lub niezdatny (uszkodzony). Relacje diagnostyczne mogą być wyznaczone w oparciu o wyniki badań przeprowadzonych na rzeczywistych obiektach (obiekcie) lub badań symulacyjnych, dysponując modelem dobrze odwzorowującym wybrane stany obiektu [1]. W diagnostyce technicznej do badania związku między cechami obiektu X a parametrami diagnostycznymi Y (symptomami) stosowana jest najczęściej analiza regresji. Regresją nazywamy funkcyjną zależność zmiennej losowej X (stany jako zmienna objaśniająca) od zmiennej Y (symptom zmienna objaśniająca) z dokładnością do błędu losowego ε o wartości oczekiwanej równej zero. W zapisie formalnym zależność przybiera postać [1]: 16

gdzie: Y = f(x) + ε (1.1) Y zmienna losowa, f(x) funkcja regresji, X dowolna zmienna (lub ich zespół), ε zaburzenie losowe E(ε)=0 Regresja szacowana jest dla zbadania współzależności (określenia relacji) między parametrami (cechami) X a (symptomami) Y. W praktyce diagnostycznej poszukuje się związku między zmienną objaśniającą X (stanem) a zmienną objaśnianą Y (sygnał diagnostyczny) [1]. Ograniczona zdatność lub niezdatność w wyniku uszkodzenia urządzenia, jako zdarzenia wpływającego negatywnie na efektywność funkcjonowania maszyn, które powinno być wykryte wraz z określeniem rodzaju, miejsca i czasu występowania oraz rozmiaru i charakteru zmienności w czasie. Można ogólnie stwierdzić, że wiedza diagnostyczna jest symbolicznym opisem przedmiotu, charakteryzującym empiryczne relacje, a na ich podstawie tworzone są procedury diagnostyczne [19]. Najczęściej w literaturze problem tworzenia relacji diagnostycznych sprowadza się do dialogu między ekspertem w danej dziedzinie a tzw. inżynierem wiedzy. Tymczasem liczba możliwych źródeł wiedzy będących do dyspozycji jest znacznie większa. Takie podejście do procesu pozyskiwania wiedzy, w sensie tworzenia relacji diagnostycznych, obejmuje wybór metod ich tworzenia na podstawie [19] : specjalistycznych informacji technicznych producenta i eksploatatorów maszyn, badań eksperymentalnych symptomów niezdatności i uszkodzeń maszyn, badań ekspertowych symptomów (objawów) uszkodzeń maszyn, modeli fizycznych układów mechanicznych zorientowanych na symptomy niezdatności, zidentyfikowanych modeli matematycznych zorientowanych na uszkodzenia. Tworzenie relacji diagnostycznych na podstawie rożnych metod i źródeł informacji pozwala na ustalenie zarówno wiarygodnej wiedzy deklaratywnej w postaci faktów, relacji diagnostycznych stan symptom, jak i wiedzy proceduralnej, na podstawie której opiera się wnioskowanie w systemach diagnostycznych. Przyjmując, że wiedza to uporządkowany zbiór informacji, zatem przez pozyskiwanie wiedzy (diagnostycznej) 17

należy rozumieć zarówno proces pozyskiwania informacji diagnostycznej (zbioru informacji), jak i proces tworzenia modelu jej efektywnego wykorzystania (uporządkowanie tego zbioru) [19]. W diagnostyce maszyn wykorzystuje się rożne rodzaje relacji pomiędzy stanami (uszkodzeniami) a ich symptomami, które zasadniczo można sprowadzić do dwóch klas [19]: relacje równoważne, R k zwane klasycznymi, które mają cechy relacji zwrotnej, symetrycznej i przechodniej o funkcji charakterystycznej μ [0,1], tzn. relacja całkowitego przyporządkowania. μ (x, x,, x ) = 1 gdy (x,, x ) R (1.2) 0 gdy (x,, x ) R relacje rozmyte o funkcji charakterystycznej rozszerzonej do przedziału [0, 1] jako par μ (x,..., x ) (x,..., x ) (1.3) wówczas: gdzie: R = μ (X, f) (X, f) (1.4) μ funkcja charakterystyczna, X zbiór zmiennych procesowych, f stan maszyny, jest relacją rożnej funkcji przynależności ( częściowego porządku) spełniającej dwie pierwsze cechy relacji równoważnej (zwrotne i symetryczne). Klasyczne pojęcie relacji jest szczególnym przypadkiem relacji rozmytej, gdy stopnie przynależności są równe tylko 0 i 1. Na rys. 1.6 podano podstawowe zależności pomiędzy rodzajami uszkodzeń a odpowiadającymi im parametrami diagnostycznymi maszyny. Natomiast w tabeli 1.1 zamieszczono zbiór przykładowych relacji diagnostycznych maszyny utworzonych na podstawie badań symulacyjnych. 18

Rys. 1.6. Zależności między podstawowymi elementami monitorowania parametrów pracy (stanu) maszyny a parametrami diagnostycznymi [19] Tabela 1.1 Zbiór przykładowych relacji diagnostycznych ciągnika kołowego utworzonych na podstawie badań symulacyjnych [19] Optymalne wyniki realizacji zadań diagnostyki technicznej obiektów złożonych mogą być uzyskane tylko w rezultacie analizy stanów, w których te obiekty mogą się znaleźć podczas eksploatacji. Analiza ta może być wykonana teoretycznie w okresie opracowania nowego obiektu lub eksperymentalnie podczas jego eksploatacji [9]. Jednakże w wielu przypadkach wykonanie takiego eksperymentu jest utrudnione lub 19

wprost technicznie niewykonalne. W związku z tym są potrzebne specjalne metody do teoretycznej analizy zbioru możliwych stanów obiektów. Metody te są oparte na badaniu analitycznych opisów lub grafoanalitycznego przedstawienia podstawowych właściwości obiektów, które są ich modelami diagnostycznymi. [9]. Możemy wyróżnić trzy rodzaje modeli: analityczne traktujące urządzenie techniczne jako przekształtnik wielkości wejściowych x i w wielkości wyjściowe y i urządzenia. Mogą być wykorzystane do badania zmian stanu technicznego elementów układu oraz ich wzajemnych relacji. funkcjonalne graficznie przedstawiające urządzenia jako zbiór bloków funkcjonalnych, oznaczonych za pomocą prostokątów a i, z których każdy zawiera pewną liczbę wejść x j i wyjść y k oznaczonych liniami ze strzałkami, przy czym funkcje wyjściowe jednego bloku mogą być funkcjami wejściowymi innego bloku. topologiczne czyli pewne abstrakcyjne opisy obiektu rzeczywistego dokonane za pomocą kategorii pojęciowych stosowanych w topologii. Uwzględniane są przy tym istotne cechy funkcjonowania obiektu oraz zbiór jego parametrów i związki między nimi. W diagnostyce technicznej można wyróżnić następujące cele tworzenia modeli: dla potrzeb projektowania, gdzie model służy do potrzeb optymalizacji struktury i parametrów konstruowanego obiektu i jest narzędziem oceny jakości konstrukcji, eliminacji słabych ogniw, projektowania układów nadzoru (modele funkcjonalne i niezawodnościowe), dla potrzeb użytkowania i sterowania, wykorzystując model do podejmowania decyzji z działającym obiektem (zakres działań obsługowych, decyzje eksploatacyjne, itp.), dla potrzeb diagnozowania, gdzie model jest podstawą ustalenia algorytmu diagnozowania, który prowadzi do określonego stanu aktualnego i przyszłego obiektu. Modele diagnostyczne obiektów opisują związki pomiędzy [3]: parametrami sygnałów diagnostycznych i parametrami stanów, parametrami stanów i parametrami sygnałów diagnostycznych, stanami niezawodnościowymi i parametrami sygnałów diagnostycznych. 20

Korzyści z modelowania: modele dają podstawę do symulacji, czyli wirtualnego badania i przekształcania rzeczywistości, modele pozwalają na określenie związków pomiędzy parametrami symptomów diagnostycznych i cechami stanu obiektu diagnostycznego, techniki modelowania i symulacji prowadzą do redukcji kosztów i czasu w projektowaniu nowych procesów i wyrobów, modele pozwalają przewidywać własności nowych materiałów, co w efekcie daje lepsze wykorzystanie nośności w nowym projekcie oraz lepsze przewidywanie czasu do koniecznej naprawy. Symulacja komputerowa to zastosowanie techniki komputerowej do rozwiązywania problemów dynamicznych modeli systemów. Na rysunku 1.7 pokazano ogólny schemat modelowania systemów. Rys. 1.7. Ogólny schemat modelowania systemów Przedstawiony algorytm modelowania systemów technicznych dla potrzeb diagnostyki technicznej wykorzystany zostanie w modelowaniu i badaniach symulacyjnych przekładnika ciśnienia. 21

2. OBIEKT BADAŃ DIAGNOSTYCZNYCH 2.1. Ogólny zarys budowy układu hamulcowego pojazdów szynowych Podstawowym hamulcem pneumatycznym stosowanym w pojazdach szynowych jest hamulec zespolony na sprężone powietrze (hamulec PN), wynaleziony jeszcze w XIX w. przez George a Westinghouse a. Hamulec ten umożliwia maszyniście zdalne sterowanie hamowaniem i luzowaniem (płynnym przejściem ze stanu zahamowanego do stanu odhamowanego) każdego z wagonów wchodzących w skład pociągu połączonych z lokomotywą prowadzącą za pośrednictwem przewodu pneumatycznego zwanego przewodem głównym (PG). Funkcje hamowania hamulcem PN realizowane przez połączone w ten sposób układy hamulcowe lokomotywy i wagonów tworzących pociąg zależą od wartości i gradientu ciśnienia w przewodzie głównym określanych przez układ zaworu maszynisty (układ sterowania hamulcem pociągu PN) zabudowany w lokomotywie. Za pomocą przewodu głównego maszynista przesyła sygnał sterowania hamowaniem do wszystkich wagonów w pociągu: hamowanie następuje przez obniżenie ciśnienia sprężonego powietrza w przewodzie głównym, natomiast luzowanie hamulców następuje poprzez jego zwiększenie. Aby cały system hamulcowy funkcjonował prawidłowo na każdym wagonie, wchodzącym w skład pociągu, musi znajdować się tam odpowiednia aparatura odbierająca sygnały o hamowaniu bądź luzowaniu hamulców i ujednolicone urządzenia wykonawcze w celu uzyskania zbliżonej skuteczności hamowania wszystkich wagonów w pociągu [41]. Konieczność ujednolicenia układów hamulcowych lokomotyw i wagonów w Europie oraz podstawowe znaczenie układów hamulcowych dla bezpieczeństwa jazdy sprawiły, że sformułowanie wymagań dla tych układów było jednym z pierwszych zadań Międzynarodowego Związku Kolei UIC. Działania podjęte w tym celu doprowadziły do uzyskania w obrębie tego związku, na terenie Europy, interoperacyjności układów hamulca PN już na początku XX wieku, jeszcze przed powstaniem Unii Europejskiej. Konieczność zapewnienia interoperacyjności sprawiła, że obowiązujące w Europie wymagania dla dotychczas opracowanych układów dotyczą zarówno hamulca PN, jak i innych rodzajów hamulców stosowanych w kolejnictwie. Wymagania zawarte w kartach UIC (europejskiego Międzynarodowego Związku Kolei) znalazły się w Technicznych Specyfikacjach Interoperacyjności (TSI) opracowanych w ostatnich latach dla Unii Europejskiej i europejskich normach dotyczących hamulców kolejowych. W dokumentach 22

tych (kartach UIC, TSI i normach europejskich) podane są również wymagane parametry dla nowych i eksploatowanych urządzeń hamulcowych. Aparaty, które spełniają te wymagania są dopuszczone do ruchu międzynarodowego przez UIC [41]. Główne elementy wchodzące w skład układu pneumatycznego hamulca pojazdów szynowych przedstawione na rysunku 2.1 to: zasilanie, sterowanie, wytwarzanie siły, układ wykonawczy (rozpraszający energię kinetyczną pojazdu). Rys. 2.1. Schemat budowy układu hamulcowego pojazdów szynowych Układy pneumatyczne znalazły powszechne zastosowanie w układach hamulców kolejowych, gdyż zalicza się do najbardziej przydatnych sposobów automatyzacji procesów zachodzących w różnych warunkach otoczenia: w wysokiej i niskiej temperaturze, przy promieniowaniu elektromagnetycznym, gdy występuje niebezpieczeństwo wybuchu, przy dużym zanieczyszczeniu otoczenia, w zmiennych warunkach pogodowych, itp. Możliwa jest także łatwa ich zabudowa w konstrukcję układów ruchomych względem siebie (wagonów). Ponadto układy te cechują się dużą odpornością na drgania i niezawodnością działania. W przypadku hamulca kolejowego ważnym czynnikiem jest również łatwość akumulacji energii niezbędnej do realizacji funkcji hamowania w zbiornikach ciśnieniowych zabudowanych na każdym wagonie [7, 12, 21]. Układ blokowy hamulca pneumatycznego pociągu złożonego z lokomotywy i wagonów przedstawiono na rysunku 2.2. Układ zasilania składa się ze sprężarki, z elementów przygotowania powietrza (osuszanie i oczyszczanie) oraz ze zbiornika zwanego głównym. Hamulec pociągu jest sterowany głównie z lokomotywy przez układ zaworu maszynisty, który steruje zmianami ciśnienia w przewodzie głównym. Układem łączącym wszystkie wagony w pociągu jest więc przewód główny. Przenosi on sygnał sterujący z 23

zaworu maszynisty do elementów sterujących na poszczególnych wagonach oraz zasila w sprężone powietrze zbiorniki każdego z wagonów. Rys. 2.2. Uproszczony model układu hamulcowego pociągu [21] Pneumatyczny układ sterujący hamulcem wagonu zasila cylinder(-y) hamulcowy, który wywołuje siłę hamowania realizowanego przez parę cierną. Hamulce cierne sterowane pneumatycznie są powszechnie stosowane w pojazdach szynowych ze względu na ich względną prostotę budowy, kilkudziesięcioletnie doświadczenie w stosowaniu, ustalone i akceptowane przez strony (operatorów europejskich) wymagania oraz dużą niezawodność. Praktycznie wszystkie pojazdy szynowe są wyposażone w ten typ hamulca [21]. Wszystkie współczesne inne pojazdy szynowych (poza wagonami), szczególnie pociągi dużych prędkości i zespolone pojazdy trakcyjne, wyposaża się dodatkowo w inne typy hamulców poza ciernymi, ze względu na ich ograniczenia w zakresie realizowanej siły hamowania, mocy hamowania, względnie wielkości przejmowanej energii oraz ze względu na istotne obniżenie kosztów eksploatacji (stosowanie bezzużyciowych hamulców elektrodynamicznych i hydrodynamicznych). 2.2. Rodzaje i budowa przekładników ciśnienia Wymagania zawarte w kartach UIC, TSI i normach europejskich dotyczą skuteczności układu hamulcowego pojazdu, parametrów pracy poszczególnych rodzajów hamulców i budowy najważniejszych zespołów i elementów tworzących układy hamulcowe. Szczególną formą wymagań dotyczących budowy urządzeń hamulcowych jest ich dopuszczenie do ruchu międzynarodowego przez odpowiedni organ Międzynarodowego Związku Kolei (UIC). Dotyczy to najbardziej odpowiedzialnych urządzeń hamulcowych, takich jak zawór maszynisty, wagonowy zawór rozrządczy i 24

przekładniki ciśnienia cylindrów hamulcowych (tworzące razem z zaworem rozrządczym rdzeń systemu hamulca PN pojazdu), przyspieszacz hamowania nagłego, zawór ważący, układ przeciwpoślizgowy, itp. [2]. Jeszcze 50 lat temu napełnianie cylindrów hamulcowych odbywało się tylko przez układ zaworu rozrządczego. We współczesnych układach hamulcowych przekładniki ciśnienia są powszechnie stosowane w każdym układzie pneumatycznym hamulca pojazdu. Stąd ich ilość i znaczenie wyraźnie wzrosła. Praktycznie nie są dzisiaj stosowane układy pneumatyczne hamulca pojazdów, w których nie występuje przekładnik ciśnienia. Przekładniki ciśnienia możemy podzielić na dwie podstawowe grupy: sterujące ciśnieniem w przewodzie głównym, sterujące ciśnieniem w cylindrach hamulcowych. Przekładniki sterujące ciśnieniem w przewodzie głównym są częścią zaworów maszynisty. Przekładniki napełniające cylindry hamulcowe są powszechnie stosowane na wszelkich pojazdach szynowych (lokomotywy, wagony, zespoły trakcyjne) [10]. Ze względu na przedmiot niniejszej pracy i znaczącą funkcję tych przekładników w układach pneumatycznych pojazdów poniżej dokonano ich opisu i analizy budowy. Rys. 2.3. Usytuowanie przekładnika w układzie hamulcowym pojazdu szynowego Przekładnik ciśnienia cylindrowego jest to urządzenie pneumatyczne służące do bezpośredniego napełniania cylindrów hamulcowych w funkcji sygnału sterującego generowanego przez zawór rozrządczy. Na rysunku 2.3. przedstawiono usytuowanie przekładnika ciśnienia w układzie hamulcowym pojazdu szynowego. 25

W europejskiej normie PN EN 15611+A1 [25] dokonano podziału przekładników ciśnienia na następujące podstawowe typy: Jednostopniowy przekładnik ciśnienia typu A (rys. 2.4 i 2.5) Przekładnik z jednym stałym przełożeniem, w którym przełożenie to może być mniejsze, równe lub większe niż 1. Przekładnik ten składa się podstawowo z jednego tłoka (o przełożeniu 1:1) lub z dwóch tłoków (dla przełożeń różnych od 1:1) oraz zaworka trójdrogowego sterowanego tyi tłokami. Rys. 2.4. Jednostopniowy przekładnik ciśnienia typu A o przełożeniu 1:1 Rys. 2.5. Jednostopniowy przekładnik ciśnienia typu A o przełożeniu 1:1 Wielostopniowy przekładnik ciśnienia typu B (rys. 2.6) Przekładnik ciśnienia z więcej niż jednym stałym przełożeniem, przy czym przełożenia mogą być mniejsze, równe lub większe niż 1. Rys. 2.6. Wielostopniowy przekładnik ciśnienia typu B 26

Przekładnik z zaworkiem trójdrogowym jak w przekładniku jednostopniowym ale z co najmniej z dwoma tłokami, na które oddziaływanie ciśnienia sterowania może być przełączane w funkcji przełożonego ładunku lub w wyniku zmiany rodzaju nastawy hamulca (np. Osobowy Pospieszny). Przekładnik może realizować dwa lub więcej stałych wartości max ciśnienia cylindrowego na skutek sterowania tą samą wartością ciśnienia z zaworu rozrządczego. Przekładnik realizuje dwa lub więcej stałych przełożeń pomiędzy ciśnieniem sterującym a ciśnieniem w cylindrze. Przekładnik ciśnienia typu C o zmiennym sygnale obciążenia (rys. 2.7) Przekładnik ciśnienia z ciągłą zmianą przełożenia, gdzie sygnał obciążenia jest użyty w celu zmiany tego przełożenia. Rys. 2.7. Przekładnik ciśnienia typu C Rys. 2.8. Wielostopniowy przekładnik ciśnienia typu C1 Wielostopniowy przekładnik ciśnienia typu C1 o zmiennym sygnale obciążenia (rys. 2.8) Wielostopniowy przekładnik ciśnienia z ciągłą zmianą przełożenia, gdzie sygnał obciążenia jest użyty w celu zmiany tego przełożenia. Przekładniki te charakteryzują się płynnie zmiennym przełożeniem pomiędzy ciśnieniem sterującym a ciśnieniem w cylindrze w funkcji przełożonego ładunku, tj. w funkcji ciśnienia z układu ważenia pojazdu. Dodatkowo mogą realizować osobnymi tłokami skokową zmianę tego przełożenia np. dla nastawy Osobowy lub Pospieszny (rys. 2.8) [13] Przekładnik ciśnienia typu D z wieloma sygnałami wejścia 27

Przekładnik ciśnienia (typu A, B lub C) z dwoma (lub więcej) sygnałami wejściowymi, kontrolującymi pojedyncze ciśnienie wyjścia. Na rysunku 2.9 przedstawiono najbardziej skomplikowany przekładnik wyposażony w dwa podwójne tłoki oraz w układ o płynnie zmiennym przełożeniu pomiędzy sygnałami sterującymi w funkcji ładunku. Jeden z dwóch dolnych tłoków służy do sterowania hamulcem pneumatycznym, drugi hamulcem elektropneumatycznym. Przy czym tak są one skonfigurowane, że sygnał silniejszy decyduje o wartości ciśnienia w cylindrze. Tłoki te realizują funkcję alternatywy. Górny podwójny tłok służy do realizacji skokowej zmiany przełożenia dla nastawy Osobowy i Pospieszny. Rys. 2.9. Przekładnik ciśnienia typu D Na rysunkach 2.10. i 2.11. zaprezentowano przykładowe przekładniki z typoszeregu przekładników ciśnienia do napełniania cylindrów hamulcowych, które zostały opracowane, przebadane i wdrożone do produkcji przez Instytut Pojazdów Szynowych TABOR. Przekładniki te są montowane jako aparaty modułowe na hamulcowych tablicach pneumatycznych pojazdów szynowych. W konstrukcji przekładnika typu C (rys. 2.12.) znajdującego szerokie zastosowanie w pojazdach o istotnej zmianie masy (przewożonego ładunku) zastosowano szereg rozwiązań opartych na tłokach przenoszących odpowiednie siły i ciśnienia, uszczelnionych membranami, zaworkach trójdrogowych z gumowym pierścieniem uszczelniającym, sprężynach oraz precyzyjnym układzie tłoczkowo-suwakowym służącym do płynnej zmiany przełożenia przekładnika ciśnienia w cylindrach w funkcji zmiany ładunku. W konstrukcji tego przekładnika przewidziano bardzo szeroki zakres regulacji jego 28

parametrów w celu dopasowania jego charakterystyki do zróżnicowanych typów pojazdów szynowych. Rys. 2.10. Jednostopniowy przekładnik ciśnienia do napełniania cylindrów hamulcowych lub przewodu głównego zespołów trakcyjnych [5] Rys. 2.11. Przekładnik ciśnienia do napełniania cylindrów hamulcowych o płynnie regulowanym przełożeniu w funkcji ładunku [6] Rys. 2.12. Schemat działania jednostopniowego przekładnika ciśnienia opracowanego przez IPS TABOR Z Zasilanie, C cylinder, S sygnał sterujący, W sygnał pneumatyczny o masie pojazdu, 1 korpus przekładnika, 2 zaworek napełniający, 3 siedzisko zaworka, 4 sprężyna, 5 tłok górny z trzonem odpowietrzającym, 6 membrana, 7 tłok dolny, 8 pierścień uszczelniający, 9 układ tłoczkowo suwakowy, 10 rolka, 11 wahacz, 12 - dźwignie 29

Główny element przekładnika ciśnienia składa się z trzonu odpowietrzającego połączonego z tłokiem (5) i membraną (6). Porusza się on w korpusie (1) w górę lub w dół zależnie od różnicy ciśnień występującej po dwóch stronach membrany (6). Do każdego przekładnika stale jest dostarczane powietrze zasilające (Z) ze zbiorników pomocniczych. Gdy zawór rozrządczy wygeneruje sygnał sterujący (S), który dociera do komory pod dolnym tłokiem (7) i membraną (6) dochodzi do przesunięcia tłoka (7) w górę i trzon (5) za sprawą dźwigni (12) otwiera zaworek (2), co pozwala na przedostania się powietrza zasilającego na stronę wyjściową przekładnika (C) do pojemności cylindra hamulcowego. W sytuacji odwrotnej, gdy maleje sygnał sterujący (S), zaworek zamyka dopływ z zasilania (Z), a powietrze znajdujące się po stronie wyjściowej (C) przekładnika uchodzi z cylindra do atmosfery poprzez trzon drążony. Pneumatyczny sygnał o masie pojazdu (W) zmienia przełożenie dźwigni (12) znajdujących się pomiędzy tłokami (7) i (5) [5, 6]. 30

3. DIAGNOSTYKA PNEUMATYCZNYCH UKŁADÓW HAMULCOWYCH POJAZDÓW SZYNOWYCH 3.1. Stan diagnostyki układów hamulcowych W zakresie diagnostyki kolejowych pneumatycznych układów hamulcowych nie występuje zbyt wiele pozycji literatury w czasopismach naukowych oraz materiałach konferencyjnych. Większość informacji zostaje podanych w normach branżowych, kartach UIC i rozporządzeniach. W przypadku przekładników ciśnienia oceny i analizy parametrów diagnostycznych można dokonać w oparciu o normę [25]. W niniejszej pracy wykorzystano własne doświadczenia i wiedzę zdobytą podczas wieloletnich obserwacji tych urządzeń podczas ich odbiorów jakościowych, zarówno nowych jak i naprawianych po eksploatacji na pojazdach kolejowych. Jak już wspomniano niezdatności układów hamulcowych są jedną z podstawowych przyczyn wypadków powodowanych przez pojazdy mechaniczne. W związku z tym wykrycie niezdatności tego układu należy do najważniejszych zadań diagnostyki eksploatacyjnej pojazdów. Przydatność hamulców do wypełniania zadań jest determinowana ich skutecznością działania. Miarą skuteczności działania hamulców pojazdu, najlepiej odzwierciedlającą realizację ich zasadniczych zadań, jest droga lub opóźnienie hamowania pojazdu [9]. Na rysunku 3.1 przedstawiono strukturalny schemat diagnostyczny układu hamulcowego pojazdu szynowego, z którego widać, że poza stanem technicznym układu mechanicznego hamulca (układ dźwigniowy, para kinematyczna rozpraszająca energię), który nie jest przedmiotem niniejszej pracy, na skuteczność działania hamulców pojazdów mechanicznych ma wpływ stan techniczny pneumatycznego układu sterowania hamulcem pojazdu. Kontrola stanu technicznego pneumatycznego układu hamulcowego pojazdu powinna obejmować [9]: sprawdzenie wstępne założonych funkcji (poprawności funkcjonowania) i osiąganie wymaganych parametrów, ocenę efektywności (skuteczności) działania hamulców, określenie stopnia zużycia poszczególnych elementów układu. 31

Rys. 3.1. Strukturalny schemat diagnostyczny układu hamulcowego 32

Celem tych sprawdzeń jest stwierdzenie możliwości prawidłowego funkcjonowania pneumatycznego układu hamulcowego podczas eksploatacji. Negatywny wynik sprawdzeń jest podstawą zakwalifikowania stanu technicznego tego układu do klasy stanu niezdatności i jest informacją o niecelowości dalszego sprawdzania efektywności jego działania oraz konieczności przekazania pojazdu do naprawy. Diagnostyka pneumatycznych układów hamulcowych w pojazdach produkowanych seryjnie polega na sprawdzaniu realizowanych funkcji poprzez pomiary parametrów tego układu i porównaniu ich z parametrami wymaganymi. Próbom o najszerszym zakresie poddaje się układy hamulcowe pojazdów po ich wyprodukowaniu, modernizacji lub naprawie okresowej. Są to zarówno próby stacjonarne, po których przeprowadza się sprawdzenie działania hamulca w ruchu. Funkcjonujący w kraju system diagnozowania stanu układów hamulcowych zgodnie z normą [26] określa program prób odbiorczych hamulca pneumatycznego PN dla wagonów towarowych, wagonów pasażerskich i pojazdów trakcyjnych. Program ten, oprócz oględzin sprawdzających poprawność wykonania i montażu układu oraz sprawdzenia szczelności instalacji pneumatycznej wagonu, wymaga stacjonarnych prób funkcjonalnych hamulca PN polegających na sprawdzeniu: drożności przewodu głównego, czasów napełniania zbiornika pomocniczego i zbiornika sterującego, czułości i nieczułości hamulca na odpowiednie spadki ciśnienia w przewodzie głównym, największych wartości ciśnień cylindrowych, ciśnienia zaskoku w nastawieniu "Towarowy" oraz czasów napełniania i opróżniania cylindrów hamulcowych we wszystkich nastawieniach hamulca, wartości ciśnienia z zaworu lub zaworów ważących w stanie próżnym wagonu, zdolności hamulca do hamowania i odhamowania stopniowego zwłaszcza w stanie próżnym wagonu, działania przyspieszacza hamowania nagłego, działania hamulca bezpieczeństwa, poprawności działania odluźniacza, skoku tłoka i działania nastawiacza przekładni hamulcowej. Próby stacjonarne pneumatycznego układu hamulcowego wagonu przewidziane w normie [26] wykonuje się po podłączeniu wagonu do układu umożliwiającego sterowanie 33

hamulcem PN poprzez zadawanie wartości i gradientu ciśnienia w przewodzie głównym. Najprostszym rozwiązaniem takiego układu jest główny zawór maszynisty zaopatrzony w manometry przewodów zasilającego i głównego, zasilany ze stacjonarnej sieci sprężonego powietrza i podłączony do przewodu głównego badanego wagonu. Próby stacjonarne wagonów wykonuje się wówczas na specjalnym stanowisku odbiorczym. Próby o mniejszym zakresie wykonuje się podczas przeglądów okresowych przewidzianych procedurami eksploatacyjnymi użytkowników. Najczęściej natomiast sprawdza się działanie układu hamulcowego pojazdu znajdującego się w składzie pociągu jednak zakres tych prób jest najmniejszy. Próby te wykonuj się np. dla wagonów towarowych w oparciu o minimalną procedurę prób diagnostycznych układu hamulca wagonu przedstawioną w karcie UIC 543-1 [15]. W karcie tej przedstawiono procedury i określono wymagane wartości oraz odchyłki dopuszczalne parametrów, które w zasadzie są zgodne z wymaganiami zawartymi w kartach UIC 540 i 547 [16,17], obowiązującymi dla nowych i modernizowanych pojazdów. Część wymaganych wartości i odchyłek jest poszerzona, gdyż celem minimalnych prób (diagnostyki eksploatacyjne wagonów) jest jedynie kontrola istotnych parametrów hamulca zapewniających bezpieczną eksploatację pojedynczego wagonu w pociągu. Procedury minimalnych prób hamulca wagonu podzielono na kontrolę części mechanicznej i części pneumatycznej. W pkt. 1.2.2 karty UIC 543-1 są opisane procedury minimalnych prób hamulca dla części pneumatycznej, które obejmują badania: szczelności instalacji pneumatycznej hamulca wagonu (szczelność przewodu głównego), szczelności obwodu cylindra hamulcowego (szczelność cylindra, max wartość ciśnienia), czułości (zadziałania) hamulca na spadek ciśnienia w przewodzie głównym 0,6 bar/6 s, nieczułości hamulca (brak zadziałania) na spadek ciśnienia w przewodzie głównym 0,6 bar/120 s, zdolności luzowania hamulca (kontrola szczelności zbiornika sterującego stabilność ciśnienia cylindrowego w czasie oraz zdolność do prawidłowego luzowania ciśnienia w cylindrze), 34

pomiar czasu napełniani i luzowania cylindra oraz pomiar wartości max ciśnienia w cylindrze (dla symulowanych różnych stanów obciążenia wagonu), kontrolę szczelności przyłączy pomiarowych (po zakończonych próbach) We wszystkich wyżej wymienionych próbach istotny wpływ na osiągane parametry mają przede wszystkim dwa podstawowe elementy układu pneumatycznego hamulca pojazdu: zawór rozrządczy i przekładnik ciśnienia. Prawidłowe działanie przekładnika ciśnienia, który bezpośrednio napełnia cylinder hamulcowy jest więc kluczowe dla spełnienia wymagań w w/w normatywach, a co za tym idzie spełnienia warunków bezpiecznej eksploatacji pojazdu. Próby wymienione w karcie UIC 543-1 powinny być wykonywane za pomocą urządzenia do kontroli hamulca spełniającego następujące wymagania: zasilanie urządzenia ze stacjonarnej sieci sprężonego powietrza, sterowanie mikroprocesorowe, wyposażenie w niezbędne przetworniki do pomiaru ciśnień, samoczynna kalibracja do wybranego typu wagonu, samoczynne realizowanie prób zgodnie z programem określonym w karcie, wizualizacja i zapamiętywanie wyników prób, samoczynna ocena wyników bez możliwości ingerencji personelu Przykładem urządzenia spełniającego wymagania karty UIC 543-1 jest system do badania układów hamulcowych wagonów towarowych HADIAG [8]. W systemie tym program prób wymagany w karcie UIC 543-1 jest programem minimalnym. System ten może realizować w sposób automatyczny próby wymagane w normie [26] oraz sprawdzanie odporności układu hamulcowego na przeładowanie. Możliwości te oraz wyposażenie systemu w czujnik przemieszczenia do pomiaru skoku tłoka sprawiają, że może być on wykorzystywany zarówno w zakładach produkcyjnych i naprawczych jak i przez użytkowników wagonów. Najczęściej wykonywanym działaniem diagnostycznym dotyczącym układu hamulcowego wagonu jest codzienne stacjonarne i ruchowe sprawdzenie jego funkcjonowania w składzie pociągu. Zakres i sposób wykonania tych prób wynikają z procedur poszczególnych przewoźników kolejowych. Na przykład zgodnie z instrukcją [11] PKP Cargo podczas szczegółowej próby hamulca przed wyprawieniem pociągu w drogę: 35

przeprowadza się oględziny układu hamulcowego sprawdzając jego kompletność, właściwe ustawienia kurków końcowych, wyłączników hamulca i urządzeń nastawczych oraz brak nieszczelności powodujących słyszalne wycieki powietrza, sprawdza się obecność sprężonego powietrza na końcu przewodu głównego i zmierzyć manometrem wartość ciśnienia tam panującego, sprawdza się szczelność przewodu głównego w warunkach hamowania służbowego (ciśnienie obniżone o 100kPa względem wartości nominalnej) sprawdza sie, czy we wszystkich wagonach z włączonym układem hamulcowym wdrażane jest hamowanie na skutek obniżenia ciśnienia w przewodzie głównym o 50 70kPa względem wartości nominalnej, sprawdza się, czy hamulce wszystkich wagonów pociągu są wyluzowane po podwyższeniu ciśnienia w przewodzie głównym do wartości nominalnej w pociągu towarowym z wagonami dwuosiowymi sprawdza się, czy rozmieszczenie wagonów hamowanych jest właściwe. Wyżej opisane próby nie wymagają podłączenia do wagonów urządzeń diagnostycznych (z wyjątkiem manometru podłączanego do sprzęgu hamulcowego w ostatnim wagonie pociągu) i mogą być wykonane z lokomotywy prowadzącej pociąg. Pozwalają one tylko ocenić szczelność układu hamulcowego pociągu i jego zdolność do działania. Weryfikacją pozytywnych wyników tej próby stacjonarnej jest przewidziane próba ruchowa pociągu [11] zwana hamowaniem kontrolnym po ruszeniu pociągu ze stacji początkowej. Podczas tej próby maszynista subiektywnie ocenia skuteczność hamulca pociągu zaraz po osiągnięciu prędkości 60 km/h poprzez odpowiednie hamowanie pociągu. Konieczność częstego wykonywania tych prób (codziennej stacjonarnej i ruchowej) zapewnia bardzo szybkie wykrycie niezdatności w układzie hamulcowym pociągu, zapewniać bezpieczną eksploatację. Niesprawności się usuwa lub eliminuje się uszkodzone wagony z eksploatacji przekazując je do naprawy. Coraz częściej w lokomotywach i zespołach trakcyjnych stosuje się układy hamulcowe sterowane mikroprocesorowo. W układach takich manualne sterowanie hamulcami z aktywnego stanowiska maszynisty odbywa się za pośrednictwem elektrycznych sygnałów lub za pośrednictwem magistrali danych, a w kształtowaniu przebiegów ciśnień w przewodzie głównym hamulca PN i w cylindrach hamulcowych podczas hamowań hamulcem dodatkowym lub hamulcem elektropneumatycznym EP-B 36

pośredniczą układy automatycznej regulacji ze sprzężeniem zwrotnym sterowane mikroprocesorowo. Sygnały z przetworników pomiarowych ciśnienia (w przewodzie głównym, cylindrach hamulcowych i komorach sterujących odpowiednich przekładników ciśnienia) zapewniające układowi sterowania sprzężenie zwrotne są z reguły wykorzystywane również dla celów diagnostycznych. Ponadto do mikroprocesorowego układu sterowania hamulcami można podłączyć przetworniki ciśnienia i wyłączniki ciśnieniowe, czujniki natężenia przepływu powietrza i czujniki temperatury oraz zawory odcinające i wyłączniki sterowane ręcznie przeznaczone wyłącznie dla celów diagnostycznych. Do celów diagnostycznych można też wykorzystać wszystkie sygnały wejściowe i wyjściowe związane z mikroprocesorowym układem sterowania hamulcami. Szerokie możliwości diagnostyczne wynikają też z połączenia tego układu również z mikroprocesorowym układem sterowania napędem i z monitorem zabudowanym w aktywnej kabinie maszynisty za pośrednictwem magistrali danych [35]. Sygnały wchodzące do sterownika hamulców i sygnały generowane przez ten sterownik umożliwiają powierzenie temu sterownikowi pełnej, automatycznej diagnostyki układu hamulcowego, to jest sprawdzania, czy przebiegi ciśnień odpowiadają sygnałom z urządzeń nastawczych hamulców i innym sygnałom sterującym doprowadzanym do sterownika. Zakres tej diagnostyki oraz ilość zapamiętywanych danych diagnostycznych zależą od możliwości sterownika hamulców i jego oprogramowania. Ograniczenie stanowić może też możliwość efektywnego opracowania i wykorzystania danych diagnostycznych. Z tego względu rozbudowane systemy diagnozowania stanu hamulca stosuje się tylko w pojazdach na duże prędkości jazdy. Natomiast w pojazdach o prędkości jazdy mniejszej jak 160km/h realizowana jest automatyczna diagnostyka, której wynikiem jest najczęściej generowanie sygnałów końcowej oceny wykonanych prób. Ponadto dla usprawnienia prac serwisowych sterowniki wyposaża się w karty pamięci oraz w specjalne gniazda diagnostyczne umożliwiające podłączenie odpowiednio oprogramowanego komputera i rejestrację na nim większości sygnałów sterujących i przebiegów ciśnień. Za pomocą takiego gniazda serwisowego do sterownika hamulców można też podłączyć urządzenie zdolne do przesyłania (poprzez sieć telefonii komórkowej) sygnałów i przebiegów rejestrowanych w pracującym pojeździe. Umożliwia to zdalną kontrolę on-line i zdalną diagnostykę działania układu hamulcowego pojazdu będącego w eksploatacji. W pojeździe trakcyjnym z układem hamulcowym sterowanym mikroprocesorowo istotnym źródłem informacji dla maszynisty o stanie tego układu jest monitor zabudowany na jego stanowisku (rys. 3.2) i połączony ze sterownikiem hamulców magistralą danych. 37

Na monitorze tym mogą pojawić się informacje o istotnych ograniczeniach w normalnej pracy pojazdu lub jego obsłudze przez maszynistę wynikających z aktualnego stanu technicznego układu hamulcowego (na przykład ograniczenie największej prędkości jazdy, wyłączenie pojazdowych urządzeń systemu nadzorującego ruch pociągu, itp.). Na monitorze tym mogą pojawić się też informacje o ograniczeniach i awariach uniemożliwiającej dalszą jazdę i o przyczynie jej wystąpienia (na przykład o samoczynnym wyłączeniu napędu ze względu na wzrost ciśnienia w cylindrach hamulcowych). Na monitorze tym dostępne są też aktualne wartości wybranych sygnałów wchodzących do sterownika hamulców i generowanych przez ten sterownik oraz wybranych parametrów pracy układu hamulcowego. Rys. 3.2. Monitor diagnostyczny zabudowany na modernizowanym pojeździe EZT EN57 Podstawowe znaczenie dla bezpieczeństwa jazdy mają sygnały powodujące wyłączenie napędu ze względu na stan układu hamulcowego. Na przykład w układach pojazdów trakcyjnych sterowanych mikroprocesorowo napęd może być wyłączony z powodu wielu stanów hamulca nie gwarantujących bezpieczeństwa jazdy, na przykład ze względu na: odcięcie zasilania tablicy pneumatycznej sprężonym powietrzem, zbyt niskie ciśnienie zasilania układu hamulcowego (awaria systemu zasilania), odcięcie (mechaniczne lub elektryczne) układu sterowania ciśnieniem w przewodzie głównym hamulca PN od tego przewodu, 38

spadek ciśnienia w przewodzie głównym hamulca PN do wartości wywołującej hamowanie nagłe (zabezpieczenie przed równoczesnym hamowaniem i napędzaniem pojazdu), zbyt niskie ciśnienie w zbiorniku sterującym zaworu rozrządczego (brak gotowości układu hamulcowego), wzrost ciśnienia w cylindrach hamulcowych świadczący o hamowaniu, włączenie hamulca postojowego, spadek ciśnienia w siłownikach sprężynowych hamulca postojowego wywołujący hamowanie tym hamulcem. Sygnały te przesyłane są po magistrali danych, natomiast polecenie wyłączenia napędu, sygnał o hamowaniu nagłym i o wzroście ciśnienia cylindrowego przesyłane są redundantnie, ze względu na ich ważność z punktu widzenia bezpieczeństwa, również na drodze sprzętowej. Istotne znaczenie mają też niektóre sygnały diagnostyczne, które w oprogramowaniu pojazdu powodują ograniczenie największej prędkości jazdy. Może to być spowodowane wybraniem przez maszynistę lokomotywy nastawienia hamulca "osobowy", lub samoczynne przejście hamulca z nastawienia Pospieszny w nastawienie "Osobowy" na skutek niesprawności np. układu przeciwpoślizgowego lub wyłączeniem hamulców jednego z wózków lub wagonów w zespole trakcyjnym [2]. Aktualnie rozważa się również stosowanie bardzo zaawansowanej automatycznej, zdalnej diagnostyki hamulca wagonów i pociągów towarowych [18]. Aby taką próbę przeprowadzić wyposaża się poszczególne wagony towarowe w czujniki ciśnienia oraz czujniki przemieszczeń i przy pomocy interfejsów komunikacji radiowej dane o aktualnych parametrach hamulca przekazywane są do pojazdu trakcyjnego (lokomotywy) lub do ośrodka dyspozytorskiego. Podstawowymi elementami systemu takiej diagnostyki są: adresowanie wagonów w pociągu, własne zasilanie w energię poszczególnych wagonów (akumulator + prądnica), pomiar ciśnienia cylindrowego i pomiar przemieszczeń (np. wstawek hamulcowych), ocena parametrów przez jednostkę telematyczną wagonu, bazująca na radiu komunikacja z pojazdem trakcyjnym lub ośrodkiem dyspozytorskim. 39

Tego typu diagnostyka aktualnie jest na etapie projektów pilotażowych i nie znajduje jeszcze masowego zastosowania. Jednak wkrótce może się to zmienić, ponieważ jej głównym celem jest minimalizowanie czynnika ludzkiego (przesunięcie odpowiedzialności za bezpieczeństwo eksploatacji z człowieka, który z różnych przyczyn może popełniać błędy, na sprawdzoną i niezawodną technikę), ograniczenie kosztów (zmniejszenie liczby obsługujących ludzi podczas próby) oraz zminimalizowanie czasu trwania przygotowania pociągów do ruchu. 3.2. Ocena ilościowa uszkodzeń układów hamulcowych Traktując pojazd szynowy jako system, można wyróżnić w nim zespoły: podstawowe (główne) takie, które są związane z realizacją głównego procesu roboczego pojazdu oraz pomocnicze (drugorzędne) najczęściej usprawniające pracę oraz obsługę pojazdu [42]. W oparciu o taki podział trudno jest podjąć decyzję, który zespół pojazdu należy poddać diagnozowaniu. W związku z powyższym przeprowadzono identyfikację funkcjonalną oraz identyfikację aktualnego stanu niezawodnościowego poszczególnych zespołów i podzespołów pojazdu. Przeprowadzona na podstawie badań eksploatacyjnych analiza niezawodnościowa pozwoli wybrać zespół pojazdu o największej zawodności jednocześnie przyjmując ten zespół do badań diagnostycznych. Do wyznaczenia najbardziej zawodnego zespołu pojazdu zaproponowano wskaźnik niezawodnościowy ilość uszkodzeń, który dotyczy wszystkich uszkodzeń, jakie wystąpiły w danym zespole, uniemożliwiając jego poprawne funkcjonowanie. Przedstawiony wskaźnik niezawodnościowy dla grupy pojazdów szynowych wyznaczono na podstawie danych eksploatacyjnych za okres 12 miesięcy. Na rysunku 3.3 przedstawiono procentowy udział ilości uszkodzeń dla wyróżnionych zespołów pojazdu szynowego. Widać na nim, że zespołami o największej zawodności są układ napędowy pojazdu i układ hamulcowy. Ilość ich uszkodzeń stanowi odpowiednio 28% dla układu napędowego pojazdu i 17% dla układu hamulcowego. Wynika z tego, że celowe są działania w kierunku poprawy stanu niezawodności tych układów. 40

Rys. 3.3. Procentowy udział ilości uszkodzeń dla wybranych zespołów pojazdu szynowego Badanie całego układu hamulcowego, z punktu widzenia niniejszej pracy, nie jest zasadne, postanowiono więc wyznaczyć najbardziej zawodny element układu pneumatycznego hamulca. Do tego celu także wykorzystano wskaźnik niezwodnościowy w postaci ilości stwierdzonych uszkodzeń. Na rysunku 3.4 przedstawiono procentowy udział liczby uszkodzeń dla wyróżnionych elementów układu hamulcowego za okres 12 miesięcy. Przeprowadzona analiza niezawodnościowa na poziomie układu hamulcowego pojazdu szynowego wykazała, że największa ilość uszkodzeń wystąpiła w przekładniku ciśnienia 18% oraz w zasilaczu elektrycznym 16% wszystkich uszkodzeń układu. Rys. 3.4. Procentowy udział ilości uszkodzeń dla układu hamulcowego pojazdu szynowego 41

Następnie przeanalizowano ilość reklamacji przekładników w stosunku do ilości przekładników będących w eksploatacji. Z analizy tej wynika, że reklamowanych było mniej niż 2% przekładników. 3.3. Analiza rodzajów, przyczyn i skutków uszkodzeń przekładnika ciśnienia W wyniku przeprowadzonej w punkcie 3.2 analizy niezawodnościowej pneumatycznego układu hamulcowego pojazdów szynowych stwierdzono, że choć ilość bezwzględna uszkodzeń przekładników jest niewielka, to ze względu na to że przekładnik ciśnienia pełni istotną rolę w niezawodności tego układu istnieje konieczność podjęcia działań zmierzających do poprawy niezawodności działania przekładników ciśnienia. Przeprowadzona analiza uszkodzeń reklamowanych przekładników ciśnienia, przedstawiona na rysunku 3.5, wykazała, że najczęściej występującymi awariami jest brak realizacji ciśnień dla stanu obciążenia wagonu 32%. Na drugim miejscu występuje brak pełnego odhamowania cylindrów oraz nieosiąganie wymaganej maksymalnej wartości ciśnienia 21%. W dalszej kolejności występowało niewłaściwe realizowanie hamowania stopniowego 16% oraz nieszczelność przekładnika 10%. Rys. 3.5. Procentowy udział rodzajów niezdatności dla przekładnika ciśnienia W wyniku wieloletnich obserwacji, badań i analiz funkcjonalnych ustalono przyczyny występowania wyżej opisanych niezdatności. 42

Na rysunku 3.6 została przedstawiona analiza rodzajów niezdatności działania przekładnika ciśnienia, która w sposób szczegółowy pokazuje przyczyny ich występowania. Rys. 3.6. Analiza przyczyn występowania uszkodzeń w przekładniku ciśnienia 3.4. Wybór zespołu do badań Jak już wspomniano przekładniki ciśnienia spełniają istotną rolę w układzie sterowania hamulcem oraz mają decydujący wpływ na bezpieczeństwo ruchu pociągu. Obecnie nastąpił znaczący wzrost ilości stosowanych przekładników ciśnienia w układach hamulcowych pojazdów szynowych, dlatego też został on wybrany jako obiekt badań diagnostycznych w niniejszej pracy. Na rysunkach 3.7 i 3.8 przedstawiono jak na przełomie lat zmieniał się stosunek ilości eksploatowanych wagonów i pojazdów trakcyjnych do ilości stosowanych na nich przekładników ciśnienia. Początkowo przekładniki ciśnienia nie były stosowane w ogóle. Jednak z biegiem czasu ilość stosowanych przekładników w układach hamulcowych pojazdów szynowych systematycznie wzrastała. Z powyższego zestawienia można zauważyć, że aktualnie stosuje się nawet po kilka przekładników ciśnienia na jednym pojeździe szynowym, np. jeden przekładnik na jeden układ biegowy (wózek) pojazdu szynowego. W związku z tym przekładnik stał się, tak jak zawór rozrządczy, kluczowym elementem niezawodności i bezpieczeństwa układu hamulcowego pojazdu. 43

120000 110512 100000 97929 80000 76070 60000 56112 63438 Wagony Przekładniki 40000 22172 20000 0 8867 10003 5494 8061 2462 1276 0 0 947 1109 1945 1950 1951 1960 1961 1970 1971 1980 1981 1990 1991-2000 2001 2010 2011 2016 Rys. 3.7. Zestawienie wagonów i przekładników ciśnienia eksploatowanych w Polsce w latach 1945-2016 [30, 31, 32, 33, 37, 38] 3500 3201 3000 2500 2550 2377 2000 1829 1500 1350 1534 1478 Pojazdy trakcyjne Przekładniki 1000 500 754 666 403 300 319 456 0 b.d. b.d. 0 1945 1950 1951 1960 1961 1970 1971 1980 1981 1990 1991-2000 2001 2010 2011 2016 Rys. 3.8. Zestawienie pojazdów trakcyjnych i przekładników ciśnienia eksploatowanych w Polsce w latach 1945-2016 [30, 31, 32, 33, 37, 38] Aktualnie najpowszechniej są stosowane w eksploatacji dwa typy przekładników ciśnienia: jednostopniowy typu A i przekładnik z płynną zmianą ciśnienia w funkcji ładunku typu C. Rodzaj i ilość uszkodzeń wykazały, że przekładnik typu A jest obiektem o wysokiej niezawodności, zapewne ze względu na prostą budowę oraz nieskomplikowane działanie. W związku z tym nie został o wybrany do dalszych badań w niniejszej pracy. Przekładnik typu C zbudowany częściowo na tych samych elementach (zaworek trójdrogowy, tłok z membraną) posiada znacznie bardziej skomplikowaną budowę, szczególnie w zakresie mechaniczno pneumatycznego układu zmiany ciśnienia 44

cylindrowego w funkcji sygnału obciążenia. W związku z tym przekładnik ten wymaga dużej precyzji wykonania jego podzespołów oraz dużych umiejętności montażowych i regulacyjnych. Jest to więc urządzenie o dużej podatności na zmiany wymaganych parametrów. Dodatkowo przekładnik typu C jest obecnie najczęściej stosowanym przekładnikiem ciśnienia, szczególnie w układach hamulcowych nowoczesnych zespołów trakcyjnych. Biorąc powyższe pod uwagę przekładnik typu C został przyjęty do dalszych badań. 3.5. Podsumowanie Analizując aktualny stan diagnostyki układów hamulcowych pojazdów szynowych można stwierdzić, że w eksploatowanych obecnie pojazdach występują trzy grupy metod sprawdzania prawidłowości działania układów hamulcowych kompletnego układu hamulcowego pojazdu: metody organoleptyczne, czyli subiektywna ocena stanu hamulca podczas codziennych prób funkcjonowania hamulca, np. kontrola stanu zahamowania pojazdu młotkiem rewizyjnym, metody diagnostyki z wykorzystaniem urządzeń (klasycznych lub mikroprocesorowych) do kontroli parametrów układów hamulcowych pojazdu, czyli szczegółowe sprawdzanie realizowanych funkcji po wyprodukowaniu, modernizowaniu lub naprawie okresowej pojazdów szynowych, metody diagnostyki z wykorzystaniem układów mikroprocesorowych zabudowanych na nowoczesnych pojazdach, pozwalające monitorować wybrane parametry pracy układów hamulcowych na bieżąco podczas eksploatacji. Powyższe metody pozwalają jedynie na ocenę poprawności działania całego układu hamulcowego w dwóch kategoriach: stan zdatny i stan niezdatny. Metody te nie pozwalają na wskazanie bezpośredniej przyczyny niezdatności układu. Również w zakresie przekładnika ciśnienia istnieje tylko możliwość dwustanowej oceny jego sprawności: stan zdatny i stan niezdatny. Dotyczy to zarówno nowych przekładników jak i w eksploatacji. Aby zdiagnozować stan techniczny przekładnika ciśnienia istnieje konieczność jego zdemontowania z pojazdu i przeprowadzenia szczegółowych badań przy pomocy metod opisanych w normie PN EN 15611 + A1. Natomiast ze względu na różną konstrukcję 45

przekładników ciśnienia brakuje w w/w dokumencie następujących szczegółowych elementów tej diagnostyki: metody lokalizacji i przyczyny niezdatności, specjalistycznego stanowiska odbiorczego na potrzeby analizy niesprawności danego typu przekładnika ciśnienia, modeli symulacyjnych wpływu czynników diagnostycznych na osiągane parametry przekładników ciśnienia. 46

4. CEL I ZAKRES PRACY 4.1. Uzasadnienie podjęcia tematu pracy W wyniku przeprowadzonej analizy niezawodności stwierdzono, że uszkodzenia przekładników ciśnienia mają istotny wpływ na niezawodność układów hamulcowych pojazdów. Udział uszkodzeń przekładnika ciśnienia w ogólnej liczbie niezdatności układu hamulcowego wynosi 18% (rys. 3.4). Poprawa działania przekładników ciśnienia może więc istotnie poprawić bezpieczeństwo eksploatacji pojazdów szynowych, które są aktualnie powszechnie wyposażane w te przekładniki. 4.2. Cel i zadania badawcze Celem pracy jest wyznaczenie relacji diagnostycznych pomiędzy stanem a sygnałem wyjściowym przekładnika ciśnienia typu C mającego obecnie najszersze zastosowanie w sterowaniu układami hamulcowymi pojazdów szynowych. Do realizacji założonego celu pracy konieczne jest zrealizowanie następujących zadań badawczych: przeprowadzenie analizy uszkodzeń przekładników ciśnienia, zbudowanie stanowiska badawczego, przeprowadzenie badań symulacyjnych, wyznaczenie relacji diagnostycznych. 4.3. Zakres pracy W celu osiągnięcia postawionego celu pracy oraz zrealizowanie zadań badawczych przyjęto następujący zakres pracy: analiza problemu badawczego i obiektu badań, metodyka badań, realizowanie badań stanowiskowych dla różnych stanów przekładnika ciśnienia, opracowanie modelu symulacyjnego, analiza uzyskanych wyników badań, wyznaczenie relacji diagnostycznych pozwalających ocenić stan obiektu oraz zidentyfikować uszkodzenia. 47

5. METODYKA BADAŃ 5.1. Wprowadzenie Dotychczas nie znano parametrów diagnostycznych ani nie określono zależności pomiędzy nimi a osiąganymi parametrami (cechami własnymi) przekładnika. Aby te zależności określić zaistniała konieczność opracowania odpowiednich narzędzi badawczych i metod symulacyjnych. W związku z tym opracowano w ramach niniejszej pracy następujące autorskie narzędzia badawcze do przeprowadzania szczegółowych badań przekładnika ciśnienia typu C (6ZH56): stanowisko do badań przebiegów ciśnień, stanowisko do badań klimatycznych, stanowisko do pomiaru sił w układzie kinematycznym przekładnika ciśnienia, stanowisko do badań środków smarnych, metodykę badań na wyżej wymienionych stanowiskach, model symulacyjny przekładnika. Przy pomocy tych narzędzi wykonano badania wpływu różnych czynników na zmiany parametrów pracy przekładnika oraz parametrów diagnostycznych. Tak opracowana metodyka badań na obiekcie rzeczywistym i na modelu symulacyjnym pozwoli na szczegółową analizę wpływu czynników czyli na wyznaczenie relacji diagnostycznych między stanem a sygnałem diagnostycznym przekładnika ciśnienia. 5.2. Stanowiska badawcze 5.2.1. Stanowisko do badań przebiegów ciśnień Stanowisko do badań przekładników ciśnienia zostało zbudowane z wykorzystaniem ogólnego stanowiska kontrolno pomiarowego znajdującego się w Dziale Kontroli Jakości Instytutu Pojazdów Szynowych TABOR. Stanowisko kontrolno pomiarowe służy do odbioru zarówno kompletnych układów hamulcowych takich jak kontenery i tablice pneumatyczne oraz pojedynczych aparatów pneumatycznych. Stanowisko składa się z szeregu zbiorników na sprężone powietrze, reduktorów ciśnienia, zaworów odcinających, elektrozaworów, czujników ciśnienia, manometrów, różnego rodzaju przyłączy pneumatycznych oraz komputera rejestrującego przebiegi 48

mierzonych parametrów w funkcji czasu. Równolegle z manometrami zabudowane są przetworniki ciśnienia firmy GEMS typu 31ISB00, które przy pomocy konwertera sygnałów oraz odpowiedniego oprogramowania komputerowego pozwalają na bieżącą wizualizację i rejestrację przebiegów ciśnień w funkcji czasu, będących parametrami pracy danego układu hamulcowego lub urządzenia pneumatycznego. Na rysunku 5.1 przedstawiono widok opisanego stanowiska kontrolno pomiarowego. Rys. 5.1. Widok ogólny stanowiska kontrolno pomiarowego Na potrzeby badań przekładników ciśnienia dokonano rozbudowy stanowiska kontrolno pomiarowego. Rozbudowa ta polegała na zabudowaniu dodatkowego stanowiska do sterowania mikroprocesorowo przebiegiem prób składającego się z zespołu elektrozaworów, dodatkowego przetwornika ciśnienia oraz sterownika mikroprocesorowego do automatycznego generowania ciśnień sterujących. Na rysunku 5.2 przedstawiono schemat części pneumatycznej tego stanowiska. 49

Rys. 5.2. Schemat stanowiska do mikroprocesorowego sterowania przebiegiem prób przekładników ciśnienia Stanowisko to składa się z następujących układów: układy elektryczne: zasilacz, sterownik mikroprocesorowy, komputer pomiarowy z odpowiednio opracowanym oprogramowaniem, okablowanie, układy pneumatyczne: manometry, zawory odcinające, zbiorniki, węże przyłączeniowe, układy elektropneumatyczne: przetworniki ciśnienia (MZ, MS, MC), elektrozawory (N1, N2, O1,O2), Dzięki komputerowi ze stanowiska kontrolno-pomiarowego (rys. 5.1) z opracowaną aplikacją pomiarową i przetwornikom ciśnienia istniała możliwość graficznej obserwacji i rejestracji przebiegów ciśnień. Natomiast dzięki stanowisku do mikroprocesorowego sterowania (rys. 5.2) możliwe było zadawanie wartości ciśnień, które realizowało z góry zadany program próby w oparciu o algorytm przedstawiony na rysunku 5.3. 50

Algorytm sterowania ciśnieniem zakłada ciągłe monitorowanie, przez sterownik, wartości ciśnień realizowanych przez układ pneumatyczny stanowiska, dzięki czemu w określonej ilości kroków jest wstanie zrealizować cały cykl napełniania i opróżniania zbiornika symulującego cylinder hamulcowy zgodnie z założonym programem próby. START Sprawdzenie stanów wejść sterownika Czy wejście "START" = 1? NIE TAK Krok = 1 Krok + 1 Pobranie zadanej wartości ciśnienia Pobranie aktualnej wartości ciśnienia TAK Czas trwania kroku + 1 Czy ciśnienie +/- 1 wartości zadanej? Czy osiągnięto max czas trwania kroku? NIE NIE TAK Czy ciśnienie + 1 < od wartości zadanej TAK Napełniaj NIE Czy krok = 54? NIE TAK Upuszczaj KONIEC Rys. 5.3. Algorytm sterowania ciśnieniem do badań przekładników ciśnienia przy użyciu sterownika mikroprocesorowego [opracowanie własne] 51

5.2.2. Stanowisko do badań klimatycznych Ze względu na to, że pojazdy szynowe wyposażone w przekładniki ciśnienia są eksploatowane w strefie klimatycznej, w której mogą występować temperatury ujemne, konieczne było przeprowadzenie badań przekładników w różnych temperaturach otoczenia. W związku z powyższym sprawdzono działania przekładnika ciśnienia w temperaturze od - 30 C do + 20 C. W tym celu zbudowano przenośne stanowisko kontrolno-pomiarowe, które połączono z komorą klimatyczną produkcji ESPEC Corporation typ PL-1KPH. Stanowisko to zostało wyposażone w precyzyjne przetworniki ciśnienia typu PSX firmy Keller oraz konwerter sygnałów który umożliwił bieżącą wizualizacje graficzną przebiegów ciśnień w funkcji czasu. Stanowisko to pokazano na rysunku 5.4 i 5.5. Rys. 5.4. Widok komory klimatycznej i przyłączonego układu sterująco-pomiarowego Rys. 5.5. Widok podłączonego przekładnika w komorze klimatycznej 52

5.2.3. Stanowisko do pomiaru siły w układzie kinematycznym przekładnika ciśnienia W trakcie badań sprawności układu mechanicznego przekładnika zaistniała konieczność zmierzenia sił występujących w układzie mechanicznym przekładnika ciśnienia. Pomiary te były niezbędne do opracowania i weryfikacji komputerowego modelu symulacyjnego przekładnika. W tym celu zbudowano kolejne stanowisko (rys. 5.6), na którym za pomocą elektronicznego czujnika siły typu KMM40, mierzono rzeczywiste siły przenoszone przez układ mechaniczny z tłoka dolnego przekładnika sterowanego pneumatycznie na tłok górny. Schemat układu do pomiaru sił pokazano na rys. 5.7. Rys. 5.6. Widok stanowiska do pomiaru sił w układzie mechanicznym przekładnika ciśnienia Rys. 5.7. Schemat pomiaru sił w układzie mechanicznym przekładnika ciśnienia 53

5.2.4. Stanowisko do badań środków smarnych Badania środków smarnych przeprowadzono w Laboratorium Badań Materiałów Eksploatacyjnych Politechniki Poznańskiej. Mierzonym parametrem była konsystencja smaru a konkretnie wskaźnik jego twardość. Do pomiarów twardości smarów wykorzystano Penetrometr laserowy PL-12DC wyprodukowany przez Instytut Technologii Eksploatacji Państwowy Instytut Badawczy w Radomiu pokazany na rys. 5.8. Jest to automatyczne urządzenie, w którym zastosowano nowoczesną laserową technologię pomiaru penetracji. Penetrometr przeznaczony jest m.in. do badania konsystencji produktów petrochemicznych (np. smary, asfalty, parafiny), produktów spożywczych, wyrobów kosmetycznych, a także zapraw murarskich oraz plastycznych materiałów wybuchowych [24]. Rys. 5.8. Penetrometr laserowy PL-12DC [28] Rys. 5.9. Penetrometr laserowy PL-12DC widok w trakcie badania Penetrometr laserowy pozwala określić konsystencję smaru. Prawidłowa konsystencja musi gwarantować, że smar nie będzie generował zbyt wysokich oporów. Konsystencja jest klasyfikowana zgodnie ze skalą opracowaną przez NLGI (National Lubricating Grease Institute) przedstawioną w tabeli 5.1. Im smar jest bardziej miękki, tym niższy numer na skali. Podczas badania mierzona jest w dziesiątych częściach milimetra głębokość wniknięcia standardowego stożka w próbkę smaru (rys. 5.9). 54

Klasyfikacja smarów według klasy konsystencji NLGI [34] Tabela 5.1. Przeprowadzono badania następujących smarów powszechnie stosowanych w Instytucie Pojazdów Szynowych TABOR : "Vecolit EPX 00" półpłynny smar do przekładni i centralnego smarowania, "Elf MULTI" litowo wapniowy smar do łożysk, "Smar TF silikon + teflon" silikonowy smar z dodatkiem teflonu. Powyższe smary zostały zbadane w trzech temperaturach: 24 C (temp. pokojowa), 0 C oraz (- 26 C), które uzyskano przy pomocy zamrażarki laboratoryjnej przedstawionej na rys. 5.10. Rys. 5.10. Zamrażarka laboratoryjna 55

5.3. Model symulacyjny przekładnika Dla potrzeb diagnostyki konstrukcyjnej przekładnika ciśnienia opracowano model symulacyjny przekładnika. Głównym celem było uzyskanie narzędzia umożliwiającego określenie wpływu wybranych czynników na zmiany ciśnienia wyjściowego w funkcji ciśnienia wejściowego przekładnika w warunkach symulacji. Badania symulacyjne zrealizowano w popularnym programie Excel. Obliczenia w programie Excel można prowadzić na dwa sposoby. Proste zależności można realizować bezpośrednio w arkuszu kalkulacyjnym a pomocą tak zwanych formuł. Bezpośrednio w arkuszu można również wygodnie wprowadzać dane do obliczeń oraz prezentować ich wyniki. Do realizacji bardziej złożonych algorytmów obliczeniowych można wykorzystać zintegrowany z programem Excel program Visual Basic będący środowiskiem programistycznym ogólnego przeznaczenia. Eksperymenty symulacyjne zrealizowano przy wykorzystaniu obu tych możliwości. Badania symulacyjne dotyczyły wybranych aspektów pracy przekładnika. Na potrzeby symulacji przyjęto, że przekładnik jest urządzeniem przetwarzającym ciśnienie wejściowe p1 (ciśnienie sterujące) na ciśnienie wyjściowe p2 (ciśnienie w cylindrze). Algorytm przetwarzania jest dany w postaci sekwencji wzorów opisujących realizowane przez przekładnik funkcje, które zależne są od parametrów geometrycznych, takich jak powierzchnie tłoków, wielkość przełożenia układu mechanicznego, wartości sił sprężyn, oraz oporów ruchu przekładnika ciśnienia. Dane do obliczeń podzielono na parametry przekładnika i parametry przebiegu symulacji. Parametry przekładnika, wykorzystane w dalszych wzorach, obejmują: Dla etapu napełniania A1 powierzchnia tłoka dolnego, A2 powierzchnia tłoka górnego, TA2 opory ruchu 1, TA3 opory ruchu 2, TA4 opory ruchu 3, Sn siła sprężyny. Parametry przebiegu symulacji obejmują: p1max ciśnienie końcowe p1 (ciśnieniem początkowym jest ciśnienie p1 = 0), 56

Δp1 przyrost ciśnienia p1 w kolejnych krokach obliczania symulacji, p1xn ciśnienie progowe rozdzielające fazy 1 i 2 przy napełnianiu, p1xl ciśnienie progowe rozdzielające fazy 1 i 2 przy luzowaniu. Dla etapu luzowania B1 powierzchnia tłoka dolnego, B2 powierzchnia tłoka górnego, TB2 opory ruchu 1, TB3 opory ruchu 2, TB4 opory ruchu 3. Opory wewnętrzne przetwornika C1 współczynnik oporów ruchu 1 w funkcji ciśnienia, C2 współczynnik oporów ruchu 2 w funkcji ciśnienia, C3 współczynnik oporów ruchu 3 w funkcji ciśnienia. Dane pomocnicze ka odległość punktu podparcia 1 dźwigni dolnej, kb odległość punktu podparcia 2 dźwigni dolnej, kc odległość punktu podparcia 1 dźwigni górnej, kd odległość punktu podparcia 2 dźwigni górnej, ki przełożenie przekładnika. Przyjęto, że zamodelowane będzie działanie przekładnika polegające na wykonaniu kolejno po sobie dwóch etapów pracy: napełniania, które polega na zwiększanie ciśnienia wejściowego p1 w zakresie 0 p1max, luzowania, które polega na zmniejszanie ciśnienia wejściowego p1 w zakresie p1max 0. Każdy z etapów jest złożony z dwóch faz: fazy 1 i fazy 2. Faza 1 obejmuje zakres zmienności ciśnienia p1 od 0 do odpowiednio p1xn przy napełnianiu i odp1xl do 0 przy luzowaniu. Faza 2 obejmuje zakres ciśnienia p1 odpowiednio od p1xn do p1max przy napełnianiu i od p1max do p1xlprzy luzowaniu. Wstępnie obliczane są wartości ciśnienia p2: p2xn i p2xl odpowiadające ciśnieniom progowym p1xn i p1xl według zależności dla faz1 odpowiednio napełniania i luzowania. 57

poniżej: W poszczególnych fazach ciśnienie p2 jest obliczane według zależności podanych napełnianie, faza 1 p2 = p1 ka kc kb kd (p1 C1 + TA2 + TA3 + TA4 + Sn)/A2 (5.1) po przekształceniu do postaci funkcji liniowej p2 = a p1 + b: (ka kc) p2 = (kb kd) C1 (TA2 + TA3 + TA4 + Sn) p1 A2 A2 (5.2) napełnianie, faza 2 (p1 p1xn) ki A1 (p1 p1xn) C1 + TA2 + TA3 + TA4 + Sn p2 = + p2xn (5.3) A2 po przekształceniu do postaci funkcji liniowej p2 = a p1 + b: p2 = ki A1 A2 C1 TA2 + TA3 + TA4 + Sn (p1 p1xn) + p2xn A2 A2 (5.4) luzowanie, faza 1 ka kc p1 C1 + TA2 + TA3 + TA4 p2 = p1 + kb kd A2 po przekształceniu do postaci funkcji liniowej p2 = a p1 + b: ka kc p2 = kb kd + C1 TA2 + TA3 + TA4 p1 + A2 A2 luzowanie, faza 2 (5.5) (5.6) (p1 p1xl) ki A1 + (p1 p1xl) C1 + TA2 + TA3 + TA4 p2 = + p2xl (5.7) A2 po przekształceniu do postaci funkcji liniowej p2 = a p1 + b: p2 = ki A1 A2 + C1 TA2 + TA3 + TA4 (p1 p1xl) + + p2xl (5.8) A2 A2 Dodatkowo w fazie 2 luzowania w każdym kroku obliczane są opory wewnętrzne TP przekładnika według zależności: TP = p1 C1 + TB2 + TB3 + TB4 (5.9) W początkowej fazie luzowania, po rozpoczęciu zmniejszania ciśnienia różnica sił DT1 wynikająca z max. ciśnienia p1max i aktualnego ciśnienia p1 obliczana według zależności: DT1 = A1 (p1max p1) (5.10) 58

jest mniejsza od oporów TP: DT1 < TP (5.11) gdy ten warunek jest spełniony, to ciśnieniu p2 nadawana jest wartość p2max. Gdy warunek przestanie być spełniany, to stosowane są wzory dla etapu luzowania. Algorytm obliczeniowy symulacji jest zaimplementowany w środowisku programistycznym Visual Basic i jako tak zwane makro zintegrowany z opisanym w arkuszu danych i wyników. Algorytm obliczeń przedstawiono na rysunku 5.11. Zdefiniowane makro składa się z części zawierającej deklaracje stałych i zmiennych wykorzystywanych w programie oraz z zestawu funkcji realizujących obliczenia. Główną funkcją programu jest funkcja Makro1 obejmująca wszystkie czynności realizowane przez program. Makro1 wywołuje kolejno trzy funkcje: Dane, Czyszczenie, i Obliczenia. Funkcja Dane przenosi dane wpisane przez użytkownika w arkuszu do zmiennych programu. Funkcja Czyszczenie przygotowuje odpowiednie obszary arkusza do wyprowadzenia wyników, Funkcja Obliczenia obejmuje wszystkie aspekty obliczania ciśnienia p2 w funkcji ciśnienia p1. Algorytm polega na wykonywaniu obliczeń ciśnienia wyjściowego p2 dla wartości ciśnienia wejściowego p1 kolejno zwiększanych a następnie zmniejszanych o wartość Δp1. Ciśnienie p1 jest zmieniane w zakresie 0 p1max. Wartość Δp1 i p1max są parametrami obliczeń. Kolejne bloki obliczeniowe algorytmu odpowiadają obliczeniom wykonywanym w kolejnych etapach pracy przekładnika. Bloki wyboru sprawdzają warunki przejścia między etapami obliczeń. Bloki obliczeniowe są wewnętrznie złożone a realizowane obliczenia są opisane we wzorach (5.1 5.9) Wprowadzanie danych symulacji i prezentacja wyników są realizowane w jednym arkuszu programu Excel. W arkuszu znajduje się tabela zawierająca trzy kolumny umożliwiające jednoczesne wprowadzenie trzech różnych zestawów danych. Ma to na celu ułatwienie symulowania różnych wariantów pracy układu. Wyboru zestawu danych do symulacji dokonuje się w polu wyboru: 'Nr zestawu danych'. W arkuszu znajduje się klawisz 'Oblicz', którego kliknięcie powoduje przeprowadzenie obliczeń w makro i wyprowadzenie wyników w omawianym arkuszu. 59

Rys. 5.11. Algorytm działania programu do symulacji przekładnika ciśnienia [43] Rys. 5.12. Widok ekranu symulacji działania przekładnika ciśnienia (dane wejściowe i wynik symulacji) [43] 60

Wyniki są prezentowane w postaci tekstowej oraz w postaci wykresu. W postaci tekstowej w sąsiednich kolumnach umieszczone są wartości ciśnień: wejściowego p1 i obliczonego wyjściowego p2 dla kolejnych kroków obliczenia w fazie napełniania i następnie luzowania. Zależność obliczanego ciśnienia wyjściowego p2 od ciśnienia wejściowego p1 jest również prezentowana w postaci wykresu. Na rysunku 5.12 pokazano przykładowy zapis danych wejściowych i końcowy wynik symulacji. Poszczególne elementy obliczeń są ujęte w osobnych funkcjach. Całość obliczeń związanych z napełnianiem i luzowaniem jest realizowana przez funkcje p2_nap() i p2_luz(), które po ustaleniu na podstawie ciśnienia p1 aktualnej fazy pracy wywołują odpowiednią z czterech wymienionych dalej funkcji. Kluczowe cztery wzory obliczające ciśnienie p2 są realizowane przez funkcje: p2_nap1(p1) napełnianie, faza 1, p2_nap2(p1) napełnianie, faza 2, p2_luz1(p1) luzowanie, faza 1, p2_luz2(p1) luzowanie, faza 2. W fazie 2 napełniania i luzowania ciśnienie obliczone ze wspomnianych wzorów jest dodawane do ciśnienia progowego odpowiednio p2xn i p2xl, które są obliczone dla ciśnień progowych p1xn i p1xl ustalonych w danych. Obliczenie jest wykonywane w funkcjach odpowiednio p2_nap1(p1xn) i p2_luz1(p1xl ). Jest to wstępna czynność wykonywana w funkcji Obliczenia. Następnie działanie funkcji Obliczenia obejmuje: ustalanie kolejnych wartości ciśnienia p1 w zakresie od 0 do wartości maksymalnej z zadanym krokiem Δp1 (napełnianie) i obliczenie w każdym kroku wartości p2, zapamiętanie końcowej wartości p2 (w zmiennej p2max), ustalanie kolejnych wartości ciśnienia p1 w zakresie od wartości maksymalnej do 0 z zadanym krokiem Δp1 (luzowanie) i obliczenie w każdym kroku wartości p2. W fazie napełniania wyszczególniony jest pierwszy krok dla p1=0. Ponieważ typowym wynikiem obliczenia p2 jest wartość ujemna obliczana jest z zależności liniowej wartość p1, dla której p2 wynosi 0. 61

Na początku fazy luzowania symulowana jest zależność, że przy obniżaniu ciśnienia p1 ciśnienie p2 zacznie się obniżać dopiero po tym jak siła wynikająca z różnicy między wartością p2max (końcowa wartość p2 przy napełnianiu) i aktualnym p1 będzie większa niż wartość oporów wewnętrznych przekładnika. Do momentu spełnienia tego warunku ciśnieniu p2 nadawana jest wartość p2max. Spełnienie powyższej zależności jest ustalane w funkcji Warunek. W fazie luzowania w kroku dla p1=0 ciśnieniu p2 jest nadawana wartość 0. 5.4. Zakres badań wpływu różnych czynników na zmiany parametrów pracy przekładnika 5.4.1. Wybrane parametry diagnostyczne przekładnika Podstawowymi parametrami odpowiedzialnymi za poprawność działania przekładnika zdefiniowanymi przez PN/EN 15611+A1 są: histereza i czułość. W związku z tym, w dalszej pracy, przyjęto do analizy wpływ wybranych czynników na te parametry. Histereza zjawisko histerezy przedstawia się najczęściej na wykresie dwóch zależnych od siebie wielkości w postaci pętli histerezy (rys. 5.13) Rys. 5.13. Wykres obrazujący histerezę i czułość przekładnika ciśnienia. 1- czułość inicjacyjna, 2 - histereza, 3 czułość powrotna (luzowania), p s - ciśnienie wejściowe, p c - ciśnienie wyjściowe. [25] Pod pojęciem histerezy przekładnika ciśnienia rozumiemy różnicę ciśnienia cylindrowego (wyjściowego) dla tej samej wartości ciśnienia sterującego (wejściowego), przy czym raz ciśnienie sterujące wzrasta do zadanej wartości, a drugim razem spada do wartości zadanej. Tak określona histereza przekładnika ciśnienia jest wielkością wyrażoną w kpa (5.12). 62

H = P 2 - P 1 (5.12) gdzie: P 1 - ciśnienie wyjściowe przy spadku ciśnienia wejściowego P 2 - ciśnienie wyjściowe przy wzroście ciśnienia wejściowego Na rysunkach 5.14 i 5.15 pokazano graficznie wymaganą wartość histerezy dla przekładników jednostopniowych i innych niż jednostopniowe. P Cyl [kpa] 400 350 300 250 200 150 100 50 0 0 50 100 150 200 250 300 350 400 P Ster [kpa] Rys. 5.14. Wymagana max wartość histerezy dla jednostopniowego przekładnika ciśnienia (10 kpa) zgodnie z normą PN-EN 15611+A1 P Cyl [kpa] 400 350 300 250 200 150 100 50 0 0 100 200 300 400 P Ster [kpa] Rys. 5.15. Wymagana max wartość histerezy dla przekładników ciśnienia innych niż jednostopniowe (15 kpa) zgodnie z normą PN-EN 15611+A1 Można również ocenić wielkość histerezy (strat) przekładnika bezwymiarową wielkością zwaną współczynnikiem sprawności przekładnika ciśnienia (5.13). 63

A A 1 (5.13) 2 gdzie: A 1 - pole powierzchni pod krzywą obrazującą wzrost ciśnienia A 2 - pole powierzchni pod krzywą obrazującą spadek ciśnienia Czułość w przypadku przekładnika ciśnienia jest to odpowiedź ciśnienia cylindrowego (wyjściowego) na zmianę ciśnienia sterującego (wejściowego). Zgodnie z normą PN EN 15611+A1 rozróżniamy czułość: inicjacyjną polegającą na tym, że zmiana ciśnienia wejściowego, począwszy od 0 kpa, powoduje, że ciśnienie wyjściowe zacznie wzrastać, powrotną (luzowania) występująca gdy ciśnienie wejściowe zmienia swój kierunek z rosnącego do malejącego. Parametrem diagnostycznym jest również maksymalne ciśnienie osiągane w stanie próżnym i ładownym pojazdu, które jest w ścisłym związku z histerezą przekładnika. To znaczy, że jego rozrzut zależy bezpośrednio od wartości histerezy. W związku z tym w pracy nie badano tego parametru. Kolejnym istotnym parametrem poprawności działania przekładnika ciśnienia jest jego szczelność, która jest ściśle związana z konstrukcją samego zaworka i uszczelniającego elastomeru. W związku niewystępowaniem problemów w tym zakresie w procesie produkcji, nie analizowano tego problemu w niniejszej pracy. Podczas analiz poprawności działania przekładników w eksploatacji stwierdzono jedynie wpływ czynników zewnętrznych, niezależnych od konstrukcji, na występowanie nieszczelności. Takimi czynnikami są najczęściej zanieczyszczenia i zamarzająca w czasie zimy woda z układu pneumatycznego, gromadząca się w obrębie zaworka. Czynniki te mogą być wyeliminowane zmianami w całym układzie pneumatycznym a nie w obszarze przekładnika ciśnienia. Dlatego też problem szczelności nie był analizowany jako problem z zakresu relacji diagnostycznych dotyczących przekładników ciśnienia. 5.4.2. Czynniki konstrukcyjne Od czynników konstrukcyjnych zależy realizacja funkcji i utrzymanie wymaganych normą PN/EN parametrów. Czynniki te to: 64

siła sprężyny zaworka, wielkość średnicy tłoków przekładnika, opory ruchu mechanicznego układu płynnej zmiany przełożenia oraz opory ruchu innych elementów przekładnika (zaworek, prowadzenie tłoków, odkształcenie i tarcie elementów gumowych), rodzaj użytych materiałów w konstrukcji, rodzaj użytych środków smarnych, opory ruchu i luzy w układzie siłownika pneumatycznego sterującego położeniem ruchomego elementu przekładni mechanicznej zmieniającego jej przełożenie, Na rysunku 5.16 przedstawiono schemat budowy przekładnika ciśnienia, z podziałem na poszczególne układy: 1. Układ zaworka trójdrogowego składający się z korpusu z siedziskiem, zaworka z uszczelnieniami gumowymi oraz ze sprężyny, 2. Układ tłoka górnego składający się z korpusu, trzonu drążonego, tłoka oraz membrany, 3. Układ mechaniczny przeniesienia siły z płynnie zmienianym przełożeniem składający się z korpusu, dźwigni górnej i dolnej, rolki oraz podpór będących punktami obrotu dźwigni oraz siłownika wraz z wahaczem, 4. Układ tłoka dolnego składający się z korpusu oraz tłoka z membraną. Rys. 5.16. Schemat budowy przekładnika ciśnienia z podziałem na główne układy 65

5.4.3. Czynniki produkcyjne Czynnikami produkcyjnymi są: zgodność wymiarowa elementów przekładnika z dokumentacją, zapewnienie wymaganych gładkości powierzchni elementów przekładnika, użycie właściwych materiałów, właściwy montaż i regulacja. Wielokrotne badania podczas odbiorów jakościowych przekładników ciśnienia pozwoliły na wytypowanie układu mechanicznego jako głównego elementu mającego wpływ na współczynnik sprawności przekładnika ciśnienia. Dodatkowo przeprowadzone badania i pomiary wykazały, że elementem mającym istotny wpływ na współczynnik sprawności są poprawnie wykonane podpory dźwigni w układzie mechanicznym. W związku z tym przeprowadzono pomiary na próbie 50 podpór dźwigni. Na tej podstawie ustalono najczęściej występującą wadę wykonania podpór. Wada ta polegała na braku zachowania równoległości krawędzi styku podpory z dźwignią do powierzchni styku podpory z korpusem. Biorąc powyższe pod uwagę wykonano 5 grup podpór o określonej nierównoległości od 0,00 do 0,20 mm i z ich udziałem przeprowadzono badania. Podpory zamontowano kolejno w 10 przekładnikach ciśnienia (pozwoliło to przebadać 50 szt. przekładników). Do oceny stanu przekładników wykorzystano charakterystykę przebiegu pętli histerezy powstałej w podczas symulacji hamowania i luzowania stopniowego. Współczynnik sprawności przekładników określono wg wzoru 5.2. Zestawienie wymiarów i nierównoległości podpór Podpora Wymiar a [mm] Nierównoległość (N = 8,8 - a) [mm] 1 8,80 0 2 8,75 0,05 3 8,70 0,10 4 8,65 0,15 5 8,60 0,20 Tabela 5.2. Na rysunku 5.17 przedstawiono widok podpory a na rysunku 5.18 jej wymiary. Podpora wykonana zgodnie z dokumentacją, czyli z zachowaniem pełnej równoległości krawędzi posiada równy wymiar a = 8,8 mm na obu końcach. Wartości wymiaru a i nierównoległości dla poszczególnych grup podpór podano w tabeli 5.2. 66

Rys. 5.17. Widok podpory Rys. 5.18. Widok podpory z wymiarami W celu zapewnieniaa pełnego i właściwego styku podpory z dźwignią (górną lub dolną) krawędź podpory nie może być ostra. Szerokość krawędzi zaznaczono na rysunku 5.18 i wynosi ona 0,2 do 0,3 mm. Miejsce usytuowania podpór przedstawiono na rysunku 5.19. Rys. 5.19 Miejsce podpory w przekładniku ciśnienia 67

5.4.4. Czynniki eksploatacyjne Zaobserwowane w eksploatacji sygnały diagnostyczne (uszkodzenia): nieszczelność przekładnika, zmiana (zmniejszenie) czułości działania, brak pełnego odhamowania, zwiększona histereza przekładnika lub siłownika, Na rysunku 5.20 przedstawiono ustalone czynniki diagnostyczne, które mogą wywoływać wyżej wymienione sygnały diagnostyczne. Rys. 5.20. Czynniki diagnostyczne wywołujące badane sygnały diagnostyczne 5.5. Podsumowanie Przyjęta autorska metodyka badań obejmuje opracowanie programów prób i wykonanie specjalistycznych stanowisk badawczych oraz opracowanie modelu przekładnika do badań symulacyjnych na którym możliwe będzie określenie czynników wpływu nie tylko w zakresie czynników eksploatacyjnych ale również w zakresie czynników konstrukcyjnych i produkcyjnych. Dzięki tak rozszerzonemu zakresowi badań istnieje potencjalna możliwość określenia istotnych czynników wpływu na realizowane przez badany przekładnik parametry co pozwoli w przyszłości na kompleksową ocenę stanu technicznego przekładników ciśnienia. 68

6. BADANIA PRZEKŁADNIKA CIŚNIENIA 6.1. Badania stanowiskowe przekładnika 6.1.1. Wyniki badań czynników konstrukcyjnych Do oceny wpływu czynników konstrukcyjnych wykorzystano opracowany model do badań symulacyjnych działania przekładnika ciśnienia. Na modelu tym przebadano wpływ następujących czynników: siła sprężyny zaworka, powierzchnia tłoka, opory ruchu w przekładniku, W celu weryfikacji modelu do badań symulacyjnych wykonano badania weryfikacyjne na obiekcie rzeczywistym. W wyniku przeprowadzonych badań stanowiskowych przekładnika ciśnienia (stanowisko badawcze przedstawiono w rozdziale 5.2.1) z zastosowaniem w zaworku sprężyn o różnej sztywności, wyznaczono wpływ siły sprężyny na wartość histerezy przekładnika a tym samym na wartość współczynnika sprawności przekładnika ciśnienia. Zestawienie uzyskanych współczynników sprawności przekładnika wyliczonych zgodnie ze wzorem (5.13) przedstawiono w tabeli 6.1. Wyniki badań rzeczywistych współczynnika sprawności dla sprężyn o różnej charakterystyce Nr sprężyny Siła sprężyny (Fs) [N] Współczynnik sprawności przekładnika (η) 1 2,2 0,9949 2 4,1 0,9842 3 7,8 0,9796 4 12,9 0,9747 5 23,1 0,9618 6 31,0 0,9491 7 40,0 0,9237 8 61,8 0,8784 Tabela 6.1. Aby określić wartość współczynnika sprawności przekładnika, przy użyciu każdej ze sprężyn (tabela 6.1), przeprowadzono próbę hamowania i luzowania stopniowego, w której mierzono wartość ciśnienia w cylindrze. Opis metody wyznaczania histerezy przekładnika oraz wyliczania współczynnika sprawności przekładnika został przedstawiony w rozdziale 5.4.1. W tabeli 6.2 przedstawiono wartości ciśnień w cylindrach uzyskanych jako odpowiedź na zadane wartości ciśnienia sterującego. 69

Zestawienie przykładowych przebiegów ciśnień dla sprężyn o różnej charakterystyce Tabela 6.2. sterowanie spręż 1 spręż 2 spręż 3 spręż 4 spręż 5 spręż 6 spręż 7 spręż 8 [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] 0 0 0 0 0 0 0 0 0 20 39 39 38 36 35 35 33 29 39 57 56 55 54 52 52 46 44 58 74 73 73 72 70 70 65 60 79 95 92 91 90 89 89 83 78 100 115 113 111 111 109 109 104 99 121 132 130 130 129 128 128 124 117 141 151 149 151 148 147 147 140 138 161 171 169 169 169 166 167 161 157 181 189 187 185 186 186 186 180 174 200 210 207 207 206 203 205 199 192 221 229 228 227 225 222 224 218 216 241 250 246 245 247 244 244 241 234 261 269 265 266 265 264 262 258 250 281 288 285 285 280 283 282 276 270 301 307 304 306 303 302 302 298 288 322 328 323 322 322 322 321 316 309 341 345 343 344 341 341 340 336 329 362 366 362 362 361 360 359 353 347 382 385 382 384 382 380 378 373 373 382 385 382 384 382 380 378 373 373 364 369 367 371 369 374 375 372 373 344 352 350 351 350 352 356 357 368 324 331 331 331 329 334 336 336 345 304 312 311 312 311 316 317 319 326 284 292 292 293 291 295 299 298 305 264 273 273 273 275 272 279 279 284 244 256 255 254 254 256 260 260 266 224 233 234 233 235 236 238 238 243 203 214 214 214 213 215 219 219 225 184 194 193 195 195 197 199 201 206 163 175 176 175 176 176 178 180 184 143 156 156 156 157 158 161 161 165 122 135 135 136 137 139 139 140 143 103 117 116 118 116 117 120 122 126 82 96 96 96 98 99 101 102 105 62 78 77 79 79 79 80 83 88 42 61 60 60 61 62 63 64 67 25 43 45 45 42 47 47 49 46 0 0 0 0 0 0 0 0 0 70

Na podstawie danych z tabeli 6.2 wyznaczono charakterystyki pętli histerezy, które w sposób graficzny przedstawiają wpływ siły sprężyny na wielkość pętli histerezy działania przekładnika ciśnienia. Na rysunkach 6.1 i 6.2 przedstawiono przykładowe przebiegi dla sprężyny o najmniejszej sile napięcia wstępnego (sprężyna nr 1) i dla sprężyny o największej sile napięcia wstępnego (sprężyna nr 8). P cylindrowe [kpa] 450 400 350 300 250 200 150 100 50 0 0 100 200 300 400 500 P sterujace [kpa} Rys. 6.1. Widok pętli histerezy przekładnika dla sprężyny nr 1 Przedstawiona na rysunku 6.1 pętla histerezy, wyznaczona dla sprężyny o najmniejszej sile napięcia wstępnego, nie posiada praktycznie obszaru (pola pętli histerezy). Charakteryzuje to bardzo małą różnicę ciśnienia w cylindrach podczas opróżniania cylindra hamulcowego w stosunku do napełniania cylindra hamulcowego w odniesieniu do wartości ciśnienia sterującego hamulcem. 400 350 P cylindrowe [kpa] 300 250 200 150 100 50 0 0 100 200 300 400 500 P sterujące [kpa] Rys. 6.2. Widok pętli histerezy przekładnika dla sprężyny nr 8 71

Natomiast pętla histerezy, wyznaczona dla sprężyny o największej sile napięcia wstępnego, przedstawiona na rysunku 6.2 posiada duże pole pętli histerezy. Charakteryzuje to duża różnicę ciśnienia w cylindrach podczas opróżniania cylindra hamulcowego w stosunku do napełniania cylindra hamulcowego w odniesieniu do wartości ciśnienia sterującego hamulcem. Zbyt duża pętla histerezy powoduje nieosiąganie wymaganych ciśnień cylindrowych podczas hamowania pojazdu szynowego. Szczególnie widoczne jest to podczas hamowania i luzowania stopniowego, gdzie podczas hamowania, na określonych stopniach, ciśnienia są zbyt niskie, a podczas luzowania zbyt wysokie w stosunku do wymaganych wartości. W praktyce oznacza to nieprawidłowe i nierównomierne osiąganie sił hamowania na określonych stopniach zadajnika hamulca podczas hamowania i luzowania w poszczególnych wagonach pociągu. Analiza takiego działania przekładników pokazuje, że w eksploatacji może to powodować wydłużenie drogi hamowania i tym samym wpływać na bezpieczeństwo ruchu pociągu. Zbyt duża histereza powoduje również zróżnicowanie sił hamowania poszczególnych wagonów, co ma wpływ na powstawanie niepożądanych sił wzdłużnych w pociągu. Wyniki otrzymane na podstawie badań na rzeczywistym obiekcie potwierdzone zostały w badaniach na modelu symulacyjnym opisanym w rozdziale 5.2. Wyniki badań z modelu symulacyjnego dla różnych sił napięcia wstępnego sprężyny przedstawiono w tabeli 6.3, a przebieg wpływu siły sprężyny zaworka na sprawność przekładnika ciśnienia pokazano na rysunku 6.3. Wyniki badań symulacyjnych współczynnika sprawności dla sprężyn o różnej charakterystyce Nr sprężyny Siła sprężyny (Fs) [N] Współczynnik sprawności przekładnika (η) 1 2,2 0,9902 2 4,1 0,9867 3 7,8 0,9798 4 12,9 0,9704 5 23,1 0,9520 6 31,0 0,9380 7 40,0 0,9223 8 61,8 0,8857 Tabela 6.3. 72

współczynnik sprawności (η) 1,0000 0,9800 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 0,8600 y = -0,001x + 0,993 R² = 0,999 0,0 10,0 20,0 30,0 40,0 50,0 60,0 70,0 siła sprężyny (Fs) [N] Rys. 6.3. Zmiana wartości współczynnika sprawności w funkcji siły sprężyny Analiza otrzymanych wartości współczynnika sprawności (rys. 6.3) pokazuje, że zależność między siłą napięcia wstępnego sprężyny a wartością współczynnika sprawności ma charakter liniowy, czyli że występuje ścisła relacja między siłą napięcia wstępnego sprężyny a wartością współczynnika sprawności. Wyniki badań histerezy dla różnych powierzchni tłoka Powierzchnia tłoka (P tł ) [cm 2 Współczynnik sprawności ] przekładnika (η) 33 0,9421 66 0,9704 99 0,9802 132 0,9851 165 0,9881 Tabela 6.4. współczynnik sprawności (η) 1,0000 0,9900 0,9800 0,9700 0,9600 0,9500 0,9400 0,9300 y = -4E-06x 2 + 0,001x + 0,913 R² = 0,979 0,0 50,0 100,0 150,0 200,0 powierzchnia tłoka (P tł ) [cm^2] Rys. 6.4. Zmiana histerezy w funkcji powierzchni tłoków Na rysunku 6.4 przedstawiono wpływ wielkości powierzchni tłoka na wartość współczynnika sprawności przekładnika uzyskany w wyniku komputerowych badań symulacyjnych. Badania te zostały przeprowadzone przy użyciu modelu symulacyjnego 73

opisanego w rozdziale 5.2. W tym przypadku zastosowano badania symulacyjne, ponieważ nie było ekonomicznego uzasadnienia tworzenia wielu rzeczywistych obiektów, które ze względów eksploatacyjnych nie mogłyby zostać wykorzystane. Na rysunku 6.4 widać, że wpływ powierzchni tłoka na wartość współczynnika sprawności ma charakterystykę zbliżoną do kwadratowej, to znaczy, że wraz ze wzrostem powierzchni tłoka jej wpływ na wartość współczynnika sprawności przekładnika jest coraz mniejszy, ponieważ przeważa wpływ pozostałych czynników. W związku z tym, osiągana wartość współczynnika sprawności przekładnika jest wynikiem kompromisu, gdyż wielkość tłoków wpływa bezpośrednio na masę i wymiary gabarytowe przekładnika, co jest wyraźną przeszkodą podczas procesu projektowania całego układu hamulcowego pojazdu szynowego. W wyniku przeprowadzonych analiz i obserwacji działania przekładników ciśnienia w eksploatacji stwierdzono, że w wyniku występowania niekorzystnego współczynnika tarcia między stalowym trzonem tłoka a aluminiowym korpusem przekładnika, dochodziło do powstawania zwiększonych oporów ruchu w przekładniku a nawet, po dłuższej eksploatacji, do zacierania się tłoków. Aby określić wpływ oporów ruchu na wartość współczynnika sprawności przekładnika, na rysunku 6.5 przedstawiono wartości współczynnika sprawności przekładnika w funkcji zasymulowanych komputerowo oporów ruchu w przekładniku. Wyniki badań histerezy dla różnych wartości oporów ruchu Opory ruchu (T) [N] Współczynnik sprawności przekładnika(η) 0 0,9731 10 0,9593 20 0,9459 30 0,9326 40 0,9197 50 0,9071 60 0,8947 70 0,8827 80 0,8709 90 0,8592 100 0,8479 Tabela 6.5. 74

0,9800 współczynnik sprawności (η) 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 0,8600 0,8400 0,8200 y = -0,001x + 0,971 R² = 0,999 0,0 20,0 40,0 60,0 80,0 100,0 120,0 opory ruchu w przekładniku (T) [N] Rys. 6.5. Zmiana histerezy w funkcji oporów ruchu przekładnika Z przedstawionych na rys. 6.5 wyników badań symulacyjnych wynika, że relacje między oporami ruchu występującymi w przekładniku ciśnienia a wartością współczynnika sprawności przekładnika mają charakter liniowy. W wyniku tych badań wprowadzono do dokumentacji konstrukcyjnej przekładników ciśnienia zmiany polegające na zastosowaniu tulejek prowadzących tłoki o zmniejszonym współczynniku tarcia (tulejki z brązu), co miało spowodować ograniczenie i stabilizowanie oporów ruchu w przekładniku w trakcie eksploatacji. W trakcie analizy działania przekładników ciśnienia będących w eksploatacji w okresie zimowym stwierdzono, że następował wzrost awaryjności tych urządzeń w tym okresie. W związku z tym postanowiono przeprowadzić badania poprawności działania przekładnika ciśnienia w temperaturach ujemnych. Podczas badań przekładnika ciśnienia w komorze klimatycznej zaobserwowano, że rodzaj stosowanego smaru ma wpływ na działanie przekładnika w różnych temperaturach na skutek zmian oporów ruchu. W związku z tym przeprowadzono badania trzech wybranych rodzajów smarów w komorze klimatycznej. Badania przeprowadzono w Laboratorium Badań Materiałów Eksploatacyjnych Politechniki Poznańskiej a ich wyniki zestawiono w tabeli 6.6. Graficzny obraz zmiany konsystencji różnych smarów w funkcji temperatury przedstawiono na rysunku 6.6. 75

Wyniki badań konsystencji smarów w funkcji temperatury Tabela 6.6. Nazwa smaru Vecolit EPX 00 Elf MULTI Smar TF silikon + teflon Temperatura -26 C 0 C 24 C -26 C 0 C 24 C -26 C 0 C 24 C Pomiar I 157,4 359,8 443,2 126,0 242,1 273,1 284,3 290,0 308,8 Pomiar II 174,2 358,7 437,5 117,0 234,5 266,0 274,3 280,2 305,4 Pomiar III 160,7 369,7 446,0 136,1 229,4 263,8 290,4 291,4 306,1 Średnia 164,1 362,7 442,2 126,4 235,3 267,6 283,0 287,2 306,8 500 400 300 200 100 0 24 C 0 C -26 C Vecolit EPX 00 Elf MULTI Smar TF silikon + teflon Rys. 6.6. Konsystencja smarów w funkcji temperatury Na rysunku 6.7 przedstawiono widok smarów Elf MULTI oraz Vecolit EPX 00 (stosowanych w przekładniku) w temperaturze -26 C. Wyraźnie widać, że zastosowane środki smarne, pod wpływem niskiej ujemnej temperatury, zmieniły swoją konsystencję z płynnej w konsystencję stałą. Rys. 6.7. Widok zastosowanego smaru Elf MULTI (po lewej) oraz smaru Vecolit EPX 00 (po prawej) w przekładniku działającym w temperaturze -26 C 76

Jak wykazały przeprowadzone badania, powoduje to powstawanie tak dużych oporów ruchu, że doprowadza to do zawieszenia się zaworka, a tym samym do braku pełnego odhamowania cylindra i wystąpienia dużej nieszczelności w układzie zasilającym układ hamulcowy pojazdu szynowego. Charakterystyka ciśnień w układzie przekładnika ciśnienia podczas pracy z zamarzniętym smarem i zawieszonym zaworkiem została pokazana na rysunku 6.8. P [kpa] 800 700 600 500 400 300 200 100 0 0 1 3 5 7 9 11 13 15 17 19 21 t [s] Z S C Rys. 6.8. Przykładowy przebieg próby z zawieszonym zaworkiem przekładnika Natomiast na rysunku 6.9 przedstawiono zaworek z zastosowanym smarem TF silikon + teflon, który podczas pracy w temperaturze -26 C nie zmienił swojej konsystencji i tym samym zapewnił prawidłową pracę przekładnika ciśnienia w ujemnych temperaturach. Rys. 6.9. Widok zastosowanego smaru TF silikon + teflon w przekładniku działającym w temperaturze -26 C 77

W wyniku powyższej analizy środków smarnych zmieniono dotychczas stosowany smar Elf MULTI na smar TF silikon + teflon. Jednak dalsze obserwacje przekładników ciśnienia w trakcie eksploatacji wykazały, że smar ten wpływa niekorzystnie na działanie układów przekładnika ciśnienia posiadających elementy wykonane z gumy silikonowej (membrany tłoków, mieszki gumowe). W związku z tym przeprowadzono krótkie badanie wpływu smaru silikonowego na elementy wykonane z gumy silikonowej. Badania przeprowadzono na przykładzie mieszków gumowych. Tabela 6.7. Pomiary gabarytowe mieszków przed użyciem smaru Średnica [mm] Wysokość [mm] Numer mieszka 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 ŚREDNIA 34,2 34,5 34,1 34,2 34,1 34,0 33,9 34,0 34,2 34,1 34,15 33,0 33,1 33,0 33,2 32,9 33,0 33,2 33,1 32,9 33,0 33,05 Pomiary gabarytowe mieszków poddanych działaniu smaru silikonowego prze 24 h Tabela 6.8. Średnica [mm] Wysokość [mm] Numer mieszka 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 ŚREDNIA 39,3 40,1 39,1 38,9 39,5 39,0 39,1 39,5 39,8 39,5 39,4 38,2 39,1 38,1 37,8 38,2 38,0 38,3 38,5 40,1 38,7 38,5 Rys. 6.10. Widok poglądowy mieszków przed i po zastosowaniu smaru silikonowego Na rysunku 6.10 pokazano dwa mieszki wykonane z gumy silikonowej. Jeden z nich ma wymiary nominalne, natomiast drugi został poddany działaniu smaru silikonowego przez 24 godziny. W tabeli 6.7 znajduje się zestawienie wyników pomiarów gabarytowych 78

10 mieszków silikonowych przed użyciem smaru, a w tabeli 6.8 znajdują się wyniki pomiarów gabarytowych tych mieszków po 24 godzinnym działaniu smaru silikonowego. Analiza powyższych wyników badań pozwoliła stwierdzić, ze guma silikonowa posiada niższą odporność na smar silikonowy od zwykłej gumy kauczukowej. Oznacza to, że guma ta potrafi wchłonąć większą ilość substancji bazowej (np. oleju silikonowego, który jest substancją nośną w smarze silikonowym), co doprowadza do zwiększenia jej objętości (pęcznienia). Wszystkie smary składają się z substancji nośnej, mającej właściwości ślizgowe (np. olej silikonowy, mydła) oraz stałych dodatków smarnych o przeznaczeniu smaru (np. teflon, grafit, dwusiarczek molibdenu, miedź). Zastosowany smar silikonowy składa się w głównej mierze z oleju silikonowego, mydła litowego i drobin teflonu, co zapewnia mu utrzymanie wymaganej konsystencji nawet podczas stosowania w ujemnych temperaturach. Niestety duża ilość oleju silikonowego, będąca w składzie smaru, wchłaniana jest do elementów wykonanych z gumy silikonowej powodując ich pęcznienie. Dodatkowo, pozostający wówczas na powierzchni mieszków, mydło i teflon (substancja dodatkowa smaru) powoduje powstawanie zwiększonych oporów ruchu. 390 P cylindrowe [kpa] 370 350 330 310 290 90 110 130 150 170 190 210 P ważenia [kpa] Mieszek o wymiarach nominalnych Mieszek o wymiarach powiększonych Rys. 6.11. Charakterystyka pętli ciśnień w funkcji wagi dla przekładnika o różnych wymiarach mieszków Z wykorzystaniem mieszków poddanych działaniu smaru silikonowego przeprowadzono przykładowe badania mające na celu pokazanie wpływu oporów ruchu (powstałych na skutek zmiany wymiarów gabarytowych mieszka i wchłonięciu oleju silikonowego) w układzie siłownika pneumatycznego sterującego położeniem ruchomego elementu przekładni mechanicznej zmieniającego przełożenie dźwigni przekładnika w 79

funkcji obciążenia wagonu (sygnału pneumatycznego W). Wyniki z tych badań przedstawiono na rysunku 6.11 w postaci charakterystyk pętli ciśnień cylindrowego w funkcji ważenia. Na rysunku 6.11 widać, charakterystyki ciśnień w funkcji wagi dla mieszków o powiększonych wymiarach mają dużo większy rozstęp niż dla mieszków o wymiarach nominalnych. Wpływa to na zmianę wielkości przełożenia w układzie sterującym ciśnieniem w funkcji obciążenia wagonu a tym samym powoduje różnicę ciśnień osiąganych w cylindrach podczas dociążania i odciążania wagonu. W praktyce oznacza to, że dla określonej wagi wagonu podczas jego dociążania występuje inna droga hamowania niż dla tej samej wagi wagonu podczas jego odciążania. Niezachowanie stałych i stabilnych dróg hamowania dla określonej wagi wagonów przeciwdziała idei stosowania układów hamulcowych z płynną zmianą ciśnień w cylindrach w funkcji obciążenia wagonu oraz wpływa na obniżenie bezpieczeństwa ruchu pociągów. W wyniku badań czynników konstrukcyjnych ustalono, że: sprężyna zaworka powinna realizować możliwie niewielką siłę (co zapewnia niewielką histerezę przekładnika), ale na tyle dużą by w warunkach zimowych zwiększone opory ruchu zaworka nie były większe niż siła sprężyny, średnica tłoków powinna być możliwie duża, co zapewni dużą sprawność przekładnika. Dobrana średnica (ϕ 66 mm) jest optymalna ze względu na niewielkie wymiary i masę przekładnika i zapewnia uzyskiwanie przekładnika powyżej η = 0,97, użyte materiały elementów prowadzących trzony powinny zapewniać niski współczynnik tarcia, co spowoduje zmniejszenie oporów ruchu (wzrost sprawności przekładnika). W związku z powyższym zarekomendowano w konstrukcji tulejki z brązu w prowadzeniach trzonów zapewniające małe i stabilne w czasie opory ruchu, smar stosowany w przekładniku musi posiadać stabilne parametry w szerokim zakresie temperatur. Szczególnie w niskich temperaturach musi zachować możliwie płynną konsystencję. Wprowadzono w odpowiednich układach przekładnika smar silikonowy, który posiada praktycznie niezmienną konsystencję w zakresie temperatur od -30 C do +40 C, 80

brak odporności gum silikonowych na smar silikonowy (wchłanianie oleju bazowego i zmiana wymiarów). W przypadku mieszków silikonowych wskazano smar Vecolit EPX 00 jako właściwy do smarowania gum silikonowych. 6.1.2. Wyniki badań czynników produkcyjnych W procesie produkcji stosowana jest pełna kontrola wymiarowa elementów przekładnika. Tak więc elementy wadliwe nie są dopuszczane do montażu. Jedną z hipotez występowania pogorszonego współczynnika sprawności przekładników ciśnienia było założenie, że gładkość elementów ruchomych wykonujących ruch posuwisty w gumowych elementach uszczelniających wpływa na występowanie niepożądanych oporów ruchu w przekładniku ciśnienia. W celu zweryfikowania stosowanych gładkości powierzchni przeprowadzono badania wpływu gładkości powierzchni uszczelnianej zaworka na histerezę działania przekładnika. Badania przeprowadzono na specjalnie wykonanych zaworkach o różnej chropowatości od Rz 0,1 do Rz 6,3. Wyniki tych badań zestawionoo w tabeli 6.9 oraz przedstawiono graficznie na rysunku 6.12. Tabela 6.9. Współczynnik sprawności przekładnika dla różnych chropowatości zaworka Numer przekładnika 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 ŚREDNIA Rz 0,1 0,9661 0,9792 0,9748 0,9751 0,9782 0,9840 0,9737 0,9735 0,9871 0,9829 0,9775 Rz 3,2 0,9661 0,9790 0,9771 0,9755 0,9762 0,9811 0,9691 0,9712 0,9870 0,9825 0,9765 Rz 6,3 0,9640 0,9785 0,9755 0,9738 0,9765 0,9808 0,9701 0,9705 0,9868 0,9831 0,9760 Współczynnik sprawności 1,00 0,98 0,96 0,94 0,92 0,90 Rz 0,1 Rz 3,2 Rz 6,3 Chropowatość zaworka Rys. 6.12. Zestawienie współczynników sprawności przekładnika dla poszczególnych chropowatości zaworka 81

Z analizy wyników zestawionych w tabeli 6.9 wynika, że chropowatość zaworka ma bardzo znikomy wpływ na wartość współczynnika sprawności przekładnika ciśnienia. Dzieje się tak dlatego, że udział sił pojawiających się w wyniku tarcia chropowatego zaworka o elastyczną uszczelkę gumową jest znikomy w stosunku do pozostałych sił oporów występujących w układach całego przekładnika ciśnienia. Użyte materiały także są poddawane selektywnej kontroli jakości także w zakresie ich twardości, porowatości, sprężystości, itp. W tabeli 6.10, jako przykład, zestawiono pomiary twardości podpór dźwigni. Wymagana twardość materiału zgodnie z dokumentacją konstrukcyjną wynosi 65-5 HRC. Zestawienie pomiarów twardości podpór dźwigni Tabela 6.10. Twardość podpory [HRC] Twardość podpory [HRC] Twardość podpory [HRC] Twardość podpory [HRC] Twardość podpory [HRC] Numer podpory 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 64 65 61 62 65 63 64 62 65 64 Numer podpory 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 64 63 63 64 62 65 61 62 64 62 Numer podpory 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 65 63 62 64 65 61 64 62 65 63 Numer podpory 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 63 63 65 64 65 61 63 62 62 65 Numer podpory 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 62 65 65 64 63 62 62 65 63 64 Wyniki zestawione w tabeli 6.10 pokazują, że jakość wykonania podpór pod kątem twardości jest bardzo wysoka. Zgodnie z założeniami konstrukcyjnymi twardość podpór na poziomie 65-5 HRC powinna zapewnić ich trwałość i funkcjonalność przez cały okres eksploatacji przekładników ciśnienia. W wyniku kompleksowych pomiarów elementów przekładnika (tabela 6.11) ustalono, że istnieje dość znaczny rozrzut kształtu podpór nożowych dźwigni przekładnika. Pomiary przeprowadzono na 50-ciu losowo wybranych podporach dźwigni. 82

Zestawienie pomiarów nierównoległości podpór dźwigni Tabela 6.11. Nierównoległość podpory [mm] Nierównoległość podpory [mm] Nierównoległość podpory [mm] Nierównoległość podpory [mm] Nierównoległość podpory [mm] Numer podpory 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 0,04 0,18 0,21 0,06 0,01 0,14 0,16 0,19 0,08 0,06 Numer podpory 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 0,01 0,17 0,00 0,08 0,22 0,06 0,13 0,02 0,01 0,14 Numer podpory 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 0,19 0,02 0,09 0,16 0,05 0,10 0,03 0,15 0,00 0,19 Numer podpory 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 0,15 0,00 0,13 0,05 0,11 0,12 0,09 0,01 0,05 0,20 Numer podpory 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 0,04 0,05 0,18 0,09 0,20 0,21 0,07 0,08 0,15 0,11 Z wyników zestawionych w tabeli 6.11 widać, że różnica w równoległości krawędzi dźwigni do podstawy dźwigni wynosi nawet 0,21 mm, co wpływa niekorzystnie na równoległość dźwigni pracujących w układzie mechanicznym przekładnika. Wyselekcjonowano podpory o określonej nierównoległości i zamontowano do poszczególnych przekładników, po czym wykonano próby w celu określenia współczynnika sprawności przekładników. Na podstawie ciśnień w cylindrze zestawionych w tabeli 6.12, które otrzymano w wyniku prób hamowania i luzowania stopniowego przekładników ciśnienia z zastosowanymi podporami dźwigni o różnej nierównoległości, sporządzono przykładowe charakterystyki pętli histerezy ciśnienia cylindrowego. Na rysunku 6.13 przedstawiono charakterystyki pętli histerezy przekładnika dla podpór wykonanych z zachowaniem równoległości natomiast na rysunku 6.14 pokazano charakterystyki pętli histerezy przekładnika z podporami o nierównoległości 0,20 mm. 83

Zestawienie przykładowych ciśnień przy użytych podporach dźwigni o różnej nierównoległości sterowanie podpory: 0 mm podpory: 0,05 mm podpory: 0,10 mm podpory: 0,15 mm podpory: 0,20 mm [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] [kpa] 0 0 0 0 0 0 49 51 49 45 42 41 94 88 86 82 78 77 139 121 119 115 111 110 185 155 153 149 145 144 230 187 185 181 176 175 280 223 221 218 210 209 329 260 258 253 245 244 380 296 295 294 294 293 380 296 296 296 296 294 334 268 268 272 282 284 283 232 232 238 248 252 235 196 196 202 210 214 190 164 164 171 175 178 144 130 130 135 145 147 99 98 98 102 110 111 52 64 64 66 76 75 0 0 0 0 0 0 Tabela 6.12. 350 300 P cylindrowe[kpa] 250 200 150 100 50 0 0 100 200 300 400 500 P sterujące[kpa] Rys. 6.13. Przykładowa charakterystyka pętli histerezy dla przekładnika nr 1 z podporami wykonanymi z zachowaniem pełnej równoległości. Współczynnik sprawności η = 0,9657 84

P cylindrowe [kpa] 350 300 250 200 150 100 50 0 0 100 200 300 400 500 P sterujące[kpa] Rys. 6.14. Przykładowa charakterystyka pętli histerezy dla przekładnika nr 1 z podporami o nierównoległości 0,2 mm. Współczynnik sprawności η = 0,8304 Na podstawie przedstawionych przykładowych charakterystyk pętli histerezy można zauważyć, jak duży wpływ na wartość współczynnika sprawności przekładnika mają poprawnie wykonane podpory dźwigni w oparciu o parametr jakim jest równoległość krawędzi dźwigni w stosunku do podstawy dźwigni. Przy zastosowaniu podpór dźwigni wykonanych z nierównoległością na poziomie 0,20 mm współczynnik sprawności przekładnika pogarsza się aż do wartości η = 0,8304 w stosunku do wartości η = 0,9657 dla przekładników z zastosowanymi dźwigniami wykonanymi z zachowaniem pełnej równoległości. W tabeli 6.13 zaprezentowano zestawienie współczynników sprawności dla wszystkich badanych przekładników. Zestawienie współczynników sprawności dla badanych przekładników z poszczególnymi podporami Tabela 6.13. Nierówno- Numer przekładnika ległość ŚREDNIA 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 podpory 0 0,9657 0,9788 0,9750 0,9772 0,9787 0,9850 0,9747 0,9753 0,9869 0,9820 0,9779 0,05 0,9552 0,9706 0,9608 0,9661 0,9710 0,9781 0,9639 0,9682 0,9794 0,9761 0,9689 0,10 0,9095 0,9274 0,9217 0,9232 0,9282 0,9295 0,9150 0,9271 0,9300 0,9340 0,9246 0,15 0,8441 0,8713 0,8621 0,8599 0,8716 0,8682 0,8447 0,8681 0,8640 0,8660 0,8620 0,20 0,8304 0,8542 0,8386 0,8392 0,8483 0,8512 0,8303 0,8495 0,8402 0,8438 0,8426 Istotnym czynnikiem produkcyjnym wpływającym na sprawność przekładnika ciśnienia okazała się nierównoległość podpór dźwigni przekładnika. W wyniku przeprowadzonych badań wprowadzono do dokumentacji odpowiednie odchyłki wymiarowe (±0,05 mm) dla wymiaru równoległości podpór. Wykonanie podpór dźwigni 85

zgodnie z tymi odchyłkami zapewnia utrzymanie współczynnika sprawności na poziomie większym niż η = 0,97. Pozostałe czynniki produkcyjne kontrolowane w 100% przez służby kontroli jakości nie wpływają negatywnie na parametry wyjściowe przekładnika ciśnienia. 6.1.3. Wyniki badań czynników eksploatacyjnych W trakcie 5 lat obserwacji i badań wracających z eksploatacji przekładników ciśnienia przeanalizowano działanie 154 sztuk (tabela 6.14). Wszystkie analizowane przekładniki były eksploatowane przez okres 5 7 lat. Zestawienie badanych przekładników po eksploatacji w latach 2011-2015 Rok Ilość 2011 14 2012 19 2013 28 2014 41 2015 52 SUMA 154 Tabela 6.14. Wyniki tych badań zestawiono w tabeli 6.15, gdzie dokonano podziału eksploatowanych przekładników ciśnienia ze względu na stan diagnostyczny i przyczynę niezdatności wraz z parametrami elementów przekładnika. Stan diagnostyczny Brak niesprawności Ilość Udział [%] Wyniki badań przekładników z eksploatacji Przyczyna niezdatności i parametry elementów przekładnika Ilość Tabela 6.15. 25 16 - - - Udział [%] Pęknięta membrana 24 20 Nieszczelność przekładnika Zmniejszenie czułości i zwiększenie histerezy Nieprawidłowe działanie siłownika 121 79 15 10 112 73 Zanieczyszczenie zaworka 89 74 Uszkodzone lub zużyte uszczelnienia 42 35 Pęknięty mieszek 68 56 Zużycie prowadzeń tłoków 11 73 Brak smarowania 9 60 Zatarcie części mechanicznych 5 33 Uszkodzenia części mechanicznych 7 47 Nieszczelność mieszka gumowego 81 72 Zmiana wymiarów mieszka gumowego 58 52 Brak smarowania 58 52 Zwiększone luzy w układzie mechanicz. rolki 11 10 86

Brak pełnego odhamowania Zużycie elementów mechanicznych 21 14 47 31 Zanieczyszczenie zaworka 12 57 Blokada układu mechanicznego 9 43 Zbyt duże opory ruchu 40 85 Elementy obce w układzie 7 15 Najczęściej występującą niezdatnością w działaniu przekładników ciśnienia była nieszczelność, która może pojawić się zarówno po stronie zasilania (Z), sterowania (S) jak i po stronie wyjściowej (C). Nieszczelności są bardzo trudne do zdiagnozowania podczas eksploatacji szczególnie w przekładnikach zamontowanych w układzie hamulca (najczęściej na hamulcowych tablicach pneumatycznych, czyli zespołach, na których zabudowane są wszystkie urządzenia sterujące hamulcem pojazdu szynowego). Jest to spowodowane tym, iż większość nieszczelności nie jest nieszczelnościami zewnętrznymi tylko pojawia się wewnątrz przekładników i poprzez kanały odpowietrzające, powietrze przedostaje się do wnętrza tablicy pneumatycznej. Najtrudniejsze do zauważenia są nieszczelności po stronie zasilania, ponieważ powietrze zasilające jest pobierane ze zbiorników o bardzo dużej pojemności i zmiany ciśnienia w funkcji czasu w układzie są trudne do wykrycia. W przypadku nieszczelności obwodu sterowania i układu wyjściowego, pojemności napełnianych objętości, w których znajduje się sprężone powietrze, są znacznie mniejsze i w przypadku przekładników charakteryzujących się małą czułością działania, da się relatywnie łatwo zauważyć wahania ciśnienia a tym samym zdiagnozować nieszczelność. Niewielkie nieszczelności są całkowicie niegroźne i nie wpływają na bezpieczeństwo eksploatacji pojazdu, a jedynie zwiększają zużycie sprężonego powietrza, a co za tym idzie energii potrzebnej na jego wytworzenie. Przykładowy przebieg z próby badania szczelności przekładnika z eksploatacji przedstawiono na rysunku 6.15. Na rysunku tym można zauważyć niestabilność ciśnienia zasilającego przekładnik (krzywa Z) w funkcji czasu (t). Na podstawie tej charakterystyki można określić, że ciągu 20 min ciśnienie zasilające, na badanej pojemności, spadło o ok. 70 kpa. 87

P [kpa] 800 700 600 500 400 300 200 100 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 t [min] Z S C Rys. 6.15. Przykładowy przebieg próby szczelności przekładnika ciśnienia Jednak uszkodzenia przekładników to nie tylko nieszczelności. Pojawiają się także uszkodzenia mechaniczne, które są dużo bardziej niebezpieczne, ponieważ mogą istotnie zmienić wymagane parametry jego funkcjonowania a tym samym może to mieć istotny wpływ na bezpieczeństwo eksploatacji pojazdu. Wśród takich uszkodzeń można wymienić wszelkiego rodzaju zatarcia części ruchomych przekładnika, takich jak zaworki, talerzyki czy układy tłoczkowo suwakowe. Do takich uszkodzeń najczęściej dochodzi na skutek zużycia elementów, braku smarowania, zanieczyszczenia tych części elementami, które mogą się przedostać z powietrzem do wnętrza przekładnika ciśnienia (rys. 6.16). Do zatarcia części ruchomych może dojść także z powodu nieodpowiedniego nasmarowania (lub zastosowanie w eksploatacji niewłaściwego smaru) tych części podczas montażu. Po wieloletniej pracy układu w takim stanie, może okazać się, że pracuje on na sucho, co w połączeniu z nieprawidłowo osuszonym powietrzem może spowodować wystąpienie nadzwyczajnych zużyć i w konsekwencji pojawienie się nieszczelności, obniżenie czułości lub zwiększenie histerezy przekładnika. Jeśli przekładnik ciśnienia będzie pracował w takim stanie, to przychodzący do niego sygnał o hamowaniu (S) nie wywoła pojawienia się właściwego ciśnienia po stronie wyjściowej (C) przekładnika, i tym samym nie napełni właściwym ciśnieniem cylindrów hamulcowych, co spowoduje brak wymaganej skuteczności hamulca pojazdu. 88

Rys. 6.16. Przykłady zanieczyszczonych części przekładnika po 7 latach eksploatacji Do innych uszkodzeń mechanicznych można zaliczyć pęknięcia membran (rys 6.17) w wyniku występowania ukrytych wad materiałowych lub zastosowania niewłaściwego materiału, które mogą prowadzić do dużych nieszczelności. Również zużycie (rys. 6.18) lub inne mechaniczne uszkodzenia pierścieni uszczelniających, które są niejednokrotnie równocześnie prowadzeniami dla ruchomych elementów przekładnika, prowadzą do nieszczelności oraz obniżenia czułości lub zwiększenia histerezy przekładnika. Rys. 6.17. Przykłady uszkodzenia membran w przekładniku po 7 latach eksploatacji Rys. 6.18. Przykłady uszkodzenia (wytarcia) pierścienia uszczelniającego w przekładniku po 7 latach eksploatacji 89

Kolejnym przykładem eksploatacyjnego uszkodzenia elementów przekładnika ciśnienia są pęknięte mieszki siłownika (rys. 6.19) stosowane w przekładnikach ciśnienia typu C z płynną regulacja ciśnień cylindrowych w funkcji obciążenia wagonu. W efekcie pojawia się duża nieszczelność układu pomiaru masy pojazdu, co powoduje brak możliwości zmiany (wzrostu) ciśnień cylindrowych w funkcji przewożonego ładunku. Przyczynia się to do wydłużenia drogi hamowania obciążonego ładunkiem pojazdu kolejowego. Rys. 6.19. Przykład uszkodzenia mieszka w przekładniku dostarczonym na naprawę gwarancyjną po 3 miesiącach eksploatacji Zwiększone opory ruchu i zatarcia elementów przekładnika mogą prowadzić do wydłużenia czasów napełniania cylindrów hamulcowych pojazdu oraz do nieosiągania wymaganych maksymalnych ciśnień cylindrowych. Wszystkie te przedstawione uszkodzenia mają istotny wpływ na bezpieczeństwo eksploatacji pojazdów, gdyż prowadzą do wydłużenia dróg hamowania. Dodatkowo na potrzeby niniejszej pracy zasymulowano większe niż dotychczas obserwowane uszkodzenia elementów przekładnika ciśnienia, w celu ustalenia relacji diagnostycznej stan sygnał. I tak zasymulowano pęknięcie pierścienia uszczelniającego poprzez jego nacięcie (rys. 6.20). Rys. 6.20. Przykład zasymulowanego pęknięcia pierścienia uszczelniającego 90

Kolejnym powodem występowania nieszczelności przekładnika ciśnienia mogą być, przedstawione na rysunku 6.21, mechaniczne uszkodzenia gładzi zaworka bezpośrednio współpracujące z pierścieniami uszczelniającymi. Zasymulowano uszkodzenia w postaci rys wzdłużnych oraz poprzecznych. Podczas badań stwierdzono, że rysy wzdłużne w znacznie większym stopniu wpływają na nieszczelność układu niż rysy poprzeczne. Rys. 6.21. Przykład zasymulowanego uszkodzenia zaworka (zarysowania wzdłużne) Takie uszkodzenia prowadzą do nieszczelności układu pneumatycznego zasilającego przekładnik, a co za tym idzie konieczność ciągłego uzupełniania powietrza poprzez zespół wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza. Eksploatacja tak uszkodzonego układu generuje dodatkowe koszty w postaci niepotrzebnie zużytej energii oraz zwiększenia kosztów utrzymania na skutek skróconego interwału przeglądów, serwisowania i napraw tego zespołu. Poza tym zbyt duże nieszczelności mogą nie gwarantować niewyczerpalności hamulca, która jest jednym z głównych założeń działania układu hamulcowego pojazdów szynowych. Na rysunku 6.22 pokazano inne uszkodzenie (siedzisko zaworka), które wpływa na szczelność przekładnika ale także powoduje ciągłe narastanie ciśnienia w cylindrach hamulcowych ponad założoną wartość. Może to być przyczyną zablokowania i uszkodzenia zestawu kołowego oraz przyspieszonego zużycia par ciernych. Rys. 6.22. Przykład zasymulowanego uszkodzenia siedziska zaworka (wada materiałowa) 91

Zabrudzenia i uszkodzenia powierzchni elementów współpracujących powodujące powstanie nieszczelności nie wpływają istotnie na parametry wyjściowe przekładnika ciśnienia. Powodują jedynie zwiększone zużycie sprężonego powietrza, co zasadniczo zwiększa koszty eksploatacji, ale nie wpływa na bezpieczeństwo ruchu pociągu. Najgroźniejszymi uszkodzeniami pojawiającymi się podczas eksploatacji są pęknięcia lub rozerwania membran lub mieszków gumowych. Prowadzi to do istotnej zmiany parametrów wyjściowych przekładnika wpływając na pogorszenie bezpieczeństwa eksploatacji pojazdu. Przyczyną powstawania takich uszkodzeń jest najczęściej niewłaściwa jakość wyrobu (wady materiałowe). 6.2. Badania symulacyjne Badania symulacyjne przekładnika ciśnienia w modelu symulacyjnym przekładnika zostały przeprowadzone w celu określenia wpływu następujących czynników na współczynnik sprawności przekładnika (η): siły sprężyny zaworka, średnicy tłoka, oporów ruchu w przekładniku. Do przeprowadzenia analizy działania przekładnika ciśnienia w modelu symulacyjnym przekładnika niezbędne było zmierzenie i wyznaczenie oporów ruchu układu dźwigniowego przekładnika, gdyż parametr ten był parametrem wejściowym do przeprowadzenia symulacji. Badania przeprowadzono na egzemplarzu przekładnika ciśnienia typu 6ZH 56-1 bez opisanych wad podpór (punkt 6.1.2. pracy) traktując go jako bazę do dalszych analiz, oraz na czterech przekładnikach tego samego typu, ale o różnym, nieprawidłowym wykonaniu podpór dźwigni, powodującym powstanie nierównoległości w układzie dźwigniowym. Wyniki pomiarów sił przenoszonych przez układ dźwigniowy dla poszczególnych podpór dźwigni zestawiono w tabeli 6.16. 92

Zestawienie wyników pomiaru sił dla poszczególnych podpór dźwigni Tabela 6.16. Ciśnienie sterujące podpory: 0 mm podpory: 0,05 mm Siła podpory: 0,10 mm podpory: 0,15 mm podpory: 0,20 mm [kpa] [N] [N] [N] [N] [N] 0 0 0 0 0 0 20 233 247 250 241 243 40 364 370 377 361 362 60 500 507 504 482 487 80 641 640 637 610 603 100 782 778 773 746 735 120 916 917 909 879 872 140 1053 1055 1047 1013 1011 160 1190 1195 1185 1150 1149 180 1326 1335 1325 1290 1285 200 1459 1476 1463 1429 1423 220 1595 1615 1601 1572 1555 240 1727 1756 1740 1718 1703 260 1861 1895 1880 1860 1843 280 1995 2037 2018 2003 1985 300 2131 2177 2157 2143 2115 320 2263 2316 2293 2290 2267 340 2396 2456 2435 2435 2406 360 2527 2593 2573 2575 2550 370 2592 2662 2645 2646 2620 380 2657 2730 2711 2720 2690 370 2627 2694 2681 2682 2667 360 2587 2632 2627 2630 2618 340 2460 2497 2501 2498 2484 320 2320 2357 2365 2363 2356 300 2185 2223 2225 2222 2222 280 2047 2083 2085 2083 2082 260 1911 1948 1946 1947 1945 240 1773 1812 1812 1808 1810 220 1637 1676 1675 1670 1673 200 1501 1538 1538 1534 1532 180 1360 1400 1398 1395 1396 160 1219 1262 1258 1251 1260 140 1077 1122 1116 1112 1120 120 937 979 973 969 976 100 799 836 828 823 831 80 659 695 686 678 686 60 518 553 549 535 545 40 379 409 397 391 392 20 240 270 253 251 260 0 0 0 0 0 0 93

Na rysunkach 6.23 i 6.24 przedstawiono przykładowe przebiegi z pomierzonych sił występujących w układzie mechanicznym przekładnika podczas quasi statycznego wzrostu i malenia ciśnienia sterującego dla przekładnika bazowego i o największej nierównoległości podpór. 3000 2500 Siła [N] 2000 1500 1000 500 0 0 100 200 300 400 P sterujące [Pa] Rys. 6.23. Przebieg sił w przekładniku bazowym Siła [N] 3000 2500 2000 1500 1000 500 0 0 100 200 300 400 P sterujące [Pa] Rys. 6.24. Przebieg sił w przekładniku o nierównoległości dźwigni równej 0,2 mm Bezpośredni pomiar sił przy wzroście i przy spadku ciśnienia pozwolił na wyznaczenie oporów ruchu jakie występują w układzie mechanicznym przekładnika ciśnienia. Na rysunku 6.25 i 6.26 przedstawiono przykładowe przebiegi pętli histerezy działania przekładnika ciśnienia otrzymany z modelu symulacyjnego z założeniem oporów ruchu będących wynikiem wyznaczonych sił powstałych na skutek nierównoległości podpór dźwigni (zgodnie z rys. 6.24 i 6.25). 94

400 400 300 p2 [kpa] 300 p2 [kpa] 200 200 100 100 0 p1 [kpa] 0 100 200 300 400 0 p1 [kpa] 0 100 200 300 400 Rys. 6.25. Przebieg pętli histerezy w modelu symulacyjnym dla oporów ruchu z rys. 7.3 Współczynnik sprawność =0,9510 Rys. 6.26. Przebieg pętli histerezy w modelu symulacyjnym dla oporów ruchu z rys. 7.4 Współczynnik sprawność =0,8168 Badania symulacyjne wykonane z wykorzystaniem wejściowego określonego na podstawie badań sił w układzie mechanicznym przekładnika potwierdziły wpływ tych oporów na realizowaną sprawność przekładnika ciśnienia. Badania symulacyjne określiły także wpływ niektórych parametrów konstrukcyjnych i eksploatacyjnych na sprawność przekładnika ciśnienia. 6.3. Analiza wyników badań 6.3.1. Wprowadzenie Analizując wyniki badań zakładamy, że w modelu oceny może wystąpić jednocześnie tylko jeden parametr lub uszkodzenie. Do analizy wykorzystano ocenę dwustanową, której istotę przedstawiono na rysunku 6.27. Ocena dwustanowa obiektów technicznych jest najprostszą klasyfikacją stanów, ponieważ zakłada tylko dwa podstawowe stany: zdatny i niezdatny. Klasyfikacja ta jest powszechnie stosowana w teorii niezawodności, w której za podstawę oceny niezawodnościowej przyjmuje się zdarzenia 0,1 (obiekt niezdatny i obiekt zdatny) [39]. 95

Rys. 6.27. Zmiany parametru diagnostycznego na tle klasyfikacji dwustanowej [39] Zgodnie z rysunkiem 6.27 sporządzono dwustanowy model oceny dla przekładnika ciśnienia (rys. 6.28). Na tej postawie przedstawiona zostanie analiza otrzymanych współczynników sprawności przekładnika ciśnienia dla poszczególnych parametrów diagnostycznych w stosunku do wymaganych wartości określonych normą [25]. Obszar zaznaczony na zielono jest dopuszczalnym obszarem sprawności działania (stan zdatny) dla całego obiektu jakim jest przekładnik ciśnienia, nie zdekomponowany na poszczególne układy. Dopuszczalna wartość histerezy, podana w normie [25], wynosi 15 kpa, co w przeliczeniu na zaproponowany współczynnik sprawności, zgodnie z zależnością (5.13) wynosi η = 0,9286 (sprawność dopuszczalna). współczynnik sprawności (η) 1,0000 0,9800 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 0,8600 0,8400 STAN ZDATNY STAN NIEZDATNY 0,0 10,0 20,0 30,0 40,0 50,0 60,0 70,0 parametr diagnostyczny Sprawność dopuszczalna (graniczna) Rys. 6.28. Zmiany parametru diagnostycznego na tle klasyfikacji dwustanowej dla przekładnika ciśnienia 96

Do oceny stanu przekładnika ciśnienia należy przyjąć dopuszczalną wartość histerezy jako wartość graniczną Sg, czyli Sg = η dop = 0,9286. Zgodnie z rysunkiem 6.27 i 6.28, możemy uzyskać dwustanowy podział stanów zdatności przekładnika ciśnienia: η Sg stan zdatny η < Sg stan niezdatny (6.1) 6.3.2. Relacje diagnostyczne dla cech konstrukcyjnych Na rysunku 6.29 przedstawiono analizę otrzymanych współczynników sprawności przekładnika ciśnienia w funkcji siły sprężyny. W trakcie badań stanowiskowych sprawności przekładnika w funkcji siły sprężyny przeprowadzonoo zarówno badania symulacyjne jak i badania na obiekcie rzeczywistym. W związku z tym, że wyniki tych badań są bardzo zbliżone, analizie poddano tylko wyniki badań dla obiektu rzeczywistego. współczynnik sprawności (η) 1,0000 0,9800 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 0,8600 0,8400 0 y = -1E-05x 2-0,001x + 0,99 R² = 0,99 10 20 30 40 50 60 70 siła sprężyny (Fs) [N] Obszar sprawności dopuszczalnej przekładnika Sprawność dopuszczalna Sprawność Wielob. (Sprawność) Rys. 6.29. Analiza współczynników sprawności przekładnika dla poszczególnych sprężyn Korzystając z równania ogólnego krzywej wyznaczonej na rysunku 6.29 otrzymujemy równanie regresji, do wyznaczania współczynnika sprawności przekładnika w funkcji siły sprężyny, w postaci równania: η = 1E 05Fs 0,001Fs + 0,99 (6.2) gdzie: η współczynnik sprawności przekładnika, Fs siła sprężyny 97

Zgodnie z kryterium przedstawionym w zależności (6.1) otrzymujemy następujące wyniki analizy stanu diagnostycznego badanych przekładników ciśnienia (tabela 6.17) z zastosowanymi poszczególnymi sprężynami (strona 73): Numer sprężyny 1 2 3 4 5 6 7 8 Ocena stanu przekładnika w funkcji siły sprężyny Siła sprężyny Fs Współczynnik [N] sprawności η Ocena stanu 2,2 0,9949 zdatny 4,1 0,9842 zdatny 7,8 0,9796 zdatny 12,9 0,9747 zdatny 23,1 0,9618 zdatny 31,0 0,9491 zdatny 40,0 0,9237 niezdatny 61,8 0,8784 niezdatny Ponadto, z przeprowadzonej analizy stanu przekładnika ciśnienia w funkcji siły sprężyny wynika, że w sprężyny o niewielkiej sile. Niemniej siła ta musi być na tyle funkcjonalnie i niezawodnie przemieszczał się pokonując opory ruchu w jego uszczelnieniu. Dobór tej histerezy a niezawodnością działania zaworka w różnych warunkach eksploatacyjnych. Przy pomocy modelu symulacyjnego przeprowadzono także badania wpływu powierzchni tłoka na wartość współczynnika sprawności. Analizę tych wyników przedstawiono na rysunku 6.30. Tabela 6.17. celu uzyskania niewielkiej histerezy należałoby zastosować duża, by zaworek siły jest więc kompromisem pomiędzy wartością uzyskanej współczynnik sprawności (η) 1,0000 0,9800 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 0,8600 0,8400 0,0 y = -4E-06x 2 + 0,001x + 0,91 R² = 0,98 Obszar sprawności dopuszczalnej przekładnika 50,0 100,0 150,0 powierzchnia tłoka (P tł ) [cm^2] 200,0 Sprawność Sprawność dopuszczalna Wielob. (Sprawność) Rys. 6.30. Analiza współczynników sprawności przekładnika dla różnych powierzchni tłoka 98

Z równania ogólnego krzywej wyznaczonej na rysunku 6.30 otrzymujemy równanie regresji, do wyznaczania współczynnika sprawności przekładnika w funkcji siły sprężyny, w postaci równania: gdzie: η = 4E 06P ł + 0,001P ł + 0,91 (6.3) η współczynnik sprawności przekładnika, P tł powierzchnia tłoka. Zgodnie z kryterium przedstawionym w zależności (6.1) otrzymujemy następujące wyniki analizy stanu diagnostycznego badanych (w modelu symulacyjnym) przekładników ciśnienia (tabela 6.18) z zamodelowanymi poszczególnymi powierzchniami tłoków Ocena stanu przekładnika w funkcji powierzchni tłoka Powierzchnia tłoka (P tł ) [cm 2 ] Współczynnik sprawności (η) Ocena stanu 33 0,9421 zdatny 66 0,9704 zdatny 99 0,9802 zdatny 132 0,9851 zdatny 165 0,9881 zdatny Tabela 6.18. Z przeprowadzonej analizy stanu przekładnika w funkcji powierzchni tłoka wynika, że sprawność przekładnika, dla każdej z zamodelowanych powierzchni tłoka, mieści się w klasie stanu zdatnego. Ponadto z powyższej analizy można zauważyć, że im większa powierzchnia tłoka tym współczynnik sprawności wyższy. Jednak z powodu występowania pozostałych parametrów wpływających na sprawność przekładnika (siła sprężyny, opory ruchu) współczynnik ten nie wzrasta proporcjonalnie do wzrostu powierzchni tłoka. Dlatego na etapie projektowania przyjęto kompromis pomiędzy parametrami działania a wymiarami gabarytowymi przekładnika ciśnienia, przyjmując powierzchnię tłoka na poziomie 66 cm 2. Kolejnym wyróżniony parametrem diagnostycznym, który został przebadany z użyciem modelu symulacyjnego, był wpływ oporów ruchu występujących w układzie mechanicznym przekładnika na wartość współczynnika sprawności. Analizę tych wyników przedstawiono na rysunku 6.31. 99

współczynnik sprawności (η) 1,0000 0,9800 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 0,8600 0,8400 Obszar sprawności dopuszczalnej przekładnika y = -0,001x + 0,97 R² = 0,99 0,0 20,0 40,0 60,0 80,0 100,0 120,0 opory ruchu w przekładniku (T) [N] Sprawność Sprawność dopuszczalna Liniowy (Sprawność) Rys. 6.31. Analiza współczynników sprawności przekładnika dla różnych oporów ruchu w układzie mechanicznym Korzystając z równania ogólnego krzywej wyznaczonej na rysunku 6.31 otrzymujemy równanie regresji, do wyznaczania współczynnika sprawności przekładnika w funkcji oporów ruchu układzie mechanicznym przekładnika, w postaci równania: gdzie: η = 0,001T + 0,97 (6.4) η współczynnik sprawności przekładnika, T opory ruchu. Zgodnie z kryterium przedstawionym w zależności (6.1) otrzymujemy następujące wyniki analizy stanu diagnostycznego badanych przekładników ciśnienia (tabela 6.19) z występującymi poszczególnymi oporami ruchu w układzie mechanicznym przekładnika: Ocena stanu przekładnika w funkcji oporów ruchu Opory ruchu (T) [N] Współczynnik sprawności (η) Ocena stanu 0 0,9731 zdatny 10 0,9593 zdatny 20 0,9459 zdatny 30 0,9326 zdatny 40 0,9197 niezdatny 50 0,9071 niezdatny 60 0,8947 niezdatny 70 0,8827 niezdatny 80 0,8709 niezdatny 90 0,8592 niezdatny 100 0,8479 niezdatny Tabela 6.19. 100

Z przeprowadzonej analizy stanu przekładnika ciśnienia w funkcji oporów ruchu wynika, że istnieje bezpośrednia zależność między wartością współczynnika sprawności przekładnika a wielkością oporów ruchu występujących w układzie mechanicznym przekładnika. Jest to zależność odwrotnie proporcjonalna, a więc im wyższe opory ruchu tym mniejszy współczynnik sprawności. Analiza wyników badań środków smarnych, które przeprowadzono w Laboratorium Badań Materiałów Eksploatacyjnych Politechniki Poznańskiej (tabela 6.6), pokazuje istotny wpływ temperatury na konsystencję (twardość) niektórych smarów. Dla bardzo miękkiego smaru przekładniowego Vecolit EPX 00 względna zmiana konsystencji jest duża. Zgodnie z klasyfikacją przedstawioną w tabeli 5.2 przechodzi on ze smaru płynnego w temperaturze pokojowej przez smar półpłynny w temperaturze 0 C aż do smaru twardego bardzo twardego w temperaturze -26 C. Podobnie zachowuje się litowo wapniowy smar do łożysk marki Elf MULTI. Ze smaru miękkiego przechodzi w smar średnio twardy przy temperaturze 0 C a następnie w smar bardzo twardy przy temperaturze -26 C. Natomiast smar TF silikon + teflon zachowuje się dość stabilnie w całym zakresie temperatur, w których mogą być eksploatowane przekładniki ciśnienia, i praktycznie cały czas pozostaje w klasie smaru miękkiego. Na rysunku 6.7 zostały pokazane zdjęcia zaworków przekładnika ciśnienia z zastosowanymi smarami Elf MULTI i Vecolit EPX 00 badane w zasymulowanych warunkach eksploatacyjnych w temperaturze - 26 C. Można na nim zauważyć, że powyższe smary uległy zamarznięciu, a ich konsystencja była bezpośrednią przyczyną zawieszenia się zaworka w przekładniku a tym samym braku pełnego odhamowania i dużej nieszczelności co powodowało wystąpienie dużych strat powietrza w układzie zasilającym (rys. 6.8). Konsekwencją takiego stanu, oprócz istotnego wpływu na bezpieczeństwo eksploatacji, jest przedwczesne zużycie wkładek hamulcowych oraz nadmierne zużycie energii potrzebnej do wytworzenia sprężonego powietrza, a co za tym idzie zwiększone koszty eksploatacyjne. Pomimo stabilności konsystencji w funkcji temperatury, w smarach silikonowych zaobserwowano bardzo negatywny związek smaru z elementami wykonanymi z gumy silikonowej, takimi jak membrany, uszczelnienia czy mieszki. W trakcie eksploatacji dochodzi do pochłaniania oleju bazowego ze smaru do w/w elementów silikonowych, co znacząco zmienia ich wymiary powodując nieprawidłową pracę urządzeń, w których są zastosowane. Na rysunku 6.10 zaprezentowano dwa mieszki wykonane z gumy silikonowej, gdzie jeden został poddany działaniu smaru silikonowego przez 24 godziny. 101

Po dokonaniu pomiarów stwierdzono zmianę wymiarów gabarytowych mieszka o około 15 procent. Dodatkowo pozostała część smaru (mydło litowo wapniowe) ), pozbawiona oleju bazowego, jest bardzo twarda i lepiąca co powoduje powstanie znacznych oporów ruchu w układach mechanicznych. Z wykorzystaniem tych mieszków przeprowadzono badania wpływu zmian wymiarów gabarytowych mieszka na wartość histerezy działania przekładnika ciśnienia w funkcji wagi (rys. 6.11). Z analizy przebiegów ciśnień otrzymanych podczas tych badań wynika, że dla mieszka o wymiarach nominalnych wartość histerezy ciśnienia cylindrowego w funkcji wagi wynosiła około 3 kpa, a dla mieszka o wymiarach powiększonych około 25 kpa. Zbyt wysoka histereza działania przekładnika w funkcji wagi może doprowadzić do nieosiągnięcia wystarczającego ciśnienia cylindrowego dla wagonu odciążanego co skutkuje wydłużeniem drogi hamowania, lub do hamowania zbyt wysokim ciśnieniem w trakcie odciążania wagonu, co może skutkować niepotrzebnym, nadmiernym zużyciem par ciernych a tym samym dodatkowymi kosztami eksploatacyjnymi. 6.3.3. Relacje diagnostyczne dla cech produkcyjnych Na rysunku 6.32 przedstawiono analizę otrzymanych współczynników sprawności przekładnika ciśnienia w funkcji chropowatości zaworka. Zgodnie z dokumentacją konstrukcyjną zaworek powinien być polerowany. Jednak na potrzeby niniejszej pracy wykonano dodatkowo zaworki o różnej chropowatości w celu sprawdzenia wpływu jakości wykonania tego parametru na sprawność przekładnika. współczynnik sprawności (η) 1,0000 0,9800 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 0,8600 0,8400 0 y = -0,00x + 0,98 R² = 0,96 Obszar sprawności dopuszczalnej przekładnika 2 4 6 8 chropowatość zaworka (Rz) Sprawność dopuszczalna Sprawność Liniowy (Sprawność) Rys. 6.32. Analiza współczynników sprawności przekładnika w funkcji chropowatości zaworka 102

Korzystając z równania ogólnego prostej wyznaczonej na rysunkuu 6.32 otrzymujemy równanie regresji, do wyznaczania współczynnika sprawności przekładnika w funkcji chropowatości zaworka, w postaci równania: η = 0,00Rz + 0,98 (6.5) gdzie: η współczynnik sprawności przekładnika, Rz chropowatość zaworka Zgodnie z kryterium przedstawionym w zależności (6.1) otrzymujemy następujące wyniki analizy stanu diagnostycznego badanych przekładników ciśnienia (tabela 6.20) z zaworkami wykonanymi z różną chropowatością: Tabela 6.20. Ocena stanu przekładnika w funkcji chropowatości zaworka Chropowatość Współczynnik zaworka (Rz) sprawności η Ocena stanu 0,,1 3,,2 6,,3 0,9775 0,9765 0,9760 zdatny zdatny zdatny Analiza wyników tych badań pokazała, że gładkość zaworka praktycznie nie wpływa na wartość histerezy przekładnika. Jednak stosowanie zaworkóww o chropowatych powierzchniach i pozostałych elementów wykonujących ruch posuwisty w elementach uszczelniających może doprowadzić do ich przedwczesnego zużycia. Kolejnym parametremm jakości wykonania jest nierównoległość krawędzi podpór do ich podstawy. Na rysunku 6.33 przedstawiono wyniki analizy otrzymanych współczynników sprawności przekładnika w funkcji nierównoległości podpór dźwigni. współczynnik sprawności (η) 1,0000 0,9800 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 0,8600 0,8400 0,00 Obszar sprawności dopuszczalnej przekładnika y = -1,12x 2-0,53x + 0,99 R² = 0,96 0,05 0,10 0,15 0,20 nierównoległość podpór (Nrp) [mm] 0,25 Sprawność Sprawność dopuszczalna Wielob. (Sprawność) Rys. 6.33. Analiza sprawności przekładników w funkcji nierównoległości podpór 103

Z równania ogólnego krzywej wyznaczonej na rysunku 6.33 otrzymujemy równanie regresji, do wyznaczania współczynnika sprawności przekładnika w funkcji chropowatości zaworka, w postaci równania: η = 1,12Nrp 0,53Nrp + 0,99 (6.6) gdzie: η współczynnik sprawności przekładnika, Nrp nierównoległość podpór Zgodnie kryterium przedstawionym w zależności (6.1) otrzymujemy następujące wyniki analizy stanu diagnostycznego badanych przekładników ciśnienia (tabela 6.21) z podporami dźwigni o różnej nierównoległości: Ocena stanu przekładnika w funkcji nierównoległości podpór dźwigni Nierównoległość Współczynnik podpór (Nrp) sprawności (η) Ocena stanu 0,00 0,9779 zdatny 0,05 0,9689 zdatny 0,10 0,9246 niezdatny 0,15 0,8620 niezdatny 0,20 0,8426 niezdatny Tabela 6.21. Dla zapewnienia prawidłowej pracy przekładnika należy przyjąć dopuszczalną wadliwość podpór (nierównoległość) wynoszącą max 0,05 mm. Większa nierównoległość powoduje pojawienie się sił poprzecznych, które wywołują siły tarcia w osi tłoków, co wpływa na obniżenie sprawności przekładnika ciśnienia. Do czynników jakości wykonania należy także odpowiedni montaż i regulacja przekładnika ciśnienia. W trakcie przeprowadzanych badań zaobserwowano, że podczas montażu dochodzi do nieprawidłowego ułożenia się mieszka w układzie tłoczkowo suwakowym, co powoduje zwiększone opory ruchu rolki w funkcji narastania i malenia ciśnienia ważenia, co w konsekwencji prowadzi do zwiększenia histerezy przekładnika analizując ciśnienia cylindrowe podczas dociążania pojazdu w stosunku do ciśnień podczas jego odciążania. Nieprawidłowo (np. nierównolegle) zamontowane dźwignie prowadzą do występowania sił poprzecznych, które zwiększają opory ruchu powodujące zwiększoną histerezę przekładnika oraz przyspieszone zużycie elementów przekładnika. 104

6.3.4. Relacje diagnostyczne dla cech eksploatacyjnych Zgodnie z danymi zawartymi w tabelach 6.14 i 6.15 na rysunku 6.34 przedstawiono ogólną analizę stanu 154 przekładników ciśnienia eksploatowanych przez okres 5 7 lat. 129 ilość eksploatowanych przekładników 140 120 100 80 60 40 20 0 zdatny 25 niezdatny stan eksploatowanych przekładników Rys. 6.34. Liczba zdatnych i niezdatnych przekładników ciśnienia zaobserwowanych podczas eksploatacji W tabeli 6.15 dokonano także zestawienia stanów diagnostycznych oraz przyczyn ich występowania. Na ich podstawie przeprowadzono analizę stanu z podziałem na wyróżnione stany diagnostyczne (zdatny, niezdatny). Na rysunku 6.35 znajduje się analiza stanu przekładników ciśnienia w funkcji szczelności. 121 ilość eksploatowanych przekładników 140 120 1000 80 60 40 20 0 zdatny 33 niezdatny stan przekładników w funkcji szczelności Rys. 6.35. Liczba zdatnych i niezdatnych eksploatowanych przekładników ciśnienia w funkcji szczelności Podczas badań i wytypowano przyczyny wystąpienia omawianej niezdatności (nieszczelności) w postaci analizy parametrów elementów przekładnika ciśnienia. Zestawienie tych parametrów przedstawiono na rysunku 6.36. 105

89 ilość eksploatowanych przekładników 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0 24 pęknięta membrana zanieczyszczenie zaworka 42 uszkodzone lub zużyte uszczelnienia 68 pęknięty mieszek parametry elementów przekładnika Rys. 6.36. Zestawienie parametrów elementów przekładników ciśnienia w funkcji szczelności Następnym wyróżnionym stanem diagnostycznym, który występuje w eksploatacji jest zwiększona histereza. Zestawienie przekładników zdatnych i niezdatnych dla tego stanu zostało przedstawionee na rysunku 6.37. 139 ilość eksploatowanych przekładników 140 120 1000 80 60 40 20 0 zdatny niezdatny 15 stan przekładników w funkcji histerezy Rys. 6.37. Liczba zdatnych i niezdatnych eksploatowanych przekładników ciśnienia w funkcji histerezy Przyczyny wystąpienia zwiększonej histerezy, w postaci analizy parametrów elementów przekładnika ciśnienia, zestawiono na rysunku 6.38. 106

ilość eksploatowanych przekładników 12 10 8 6 4 2 0 11 zużycie prowadzeń tłoków 9 brak smarowania 5 zatarcie części mechanicznych 7 uszkodzenia części mechanicznychh parametry elementów przekładnika Rys. 6.38. Zestawienie parametrów elementów przekładników ciśnienia w funkcji histerezy Kolejnym wyróżnionym stanem diagnostycznym, który występuje w eksploatacji jest nieprawidłowe działanie siłownika. Zestawienie przekładników zdatnych i niezdatnych dla tego stanu zostało przedstawione na rysunku 6.39. 112 ilość eksploatowanych przekładników 120 1000 80 60 40 20 42 0 zdatny niezdatny stan przekładników w funkcji działania siłownika Rys. 6.39. Liczba zdatnych i niezdatnych eksploatowanych przekładników ciśnienia w funkcji działania siłownika Przyczyny wystąpienia nieprawidłowego działania siłownika, w postaci analizy parametrów elementów przekładnika ciśnienia, zestawiono na rysunku 6.40. 107

ilość eksploatowanych przekładników 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0 81 nieszczelność mieszka gumowego zmiana wymiarów mieszka gumowego 58 58 brak smarowania 11 zwiększone luzy w układzie mechanicznym rolki parametry elementów przekładnika Rys. 6.40. Analiza parametrów elementów przekładników ciśnienia w funkcji działania siłownika Kolejnym wyróżnionym stanem diagnostycznym, który występuje w eksploatacji jest brak pełnego odhamowania. Zestawienie przekładników zdatnych i niezdatnych dla tego stanu zostało przedstawionee na rysunku 6.41. 133 ilość eksploatowanych przekładników 140 120 1000 80 60 40 20 0 zdatny 21 niezdatny stan przekładników w funkcji pełnego odhamowania Rys. 6.41. Liczba zdatnych i niezdatnych eksploatowanych przekładników ciśnienia w funkcji pełnego odhamowania Przyczyny wystąpienia braku pełnego odhamowania, w postaci analizy parametrów elementów przekładnika ciśnienia, zestawiono na rysunku 6.42. 108

12 ilość eksploatowanych przekładników 12 10 8 6 4 2 0 zanieczyszczenie zaworka 9 blokada układu mechanicznego parametry elementów przekładnika Rys. 6.42. Analiza parametrów elementów przekładników ciśnienia w funkcji pełnego odhamowania Ostatnim wyróżnionym stanem diagnostycznym, który występuje w eksploatacji jest zużycie elementów mechanicznych. Zestawienie przekładników zdatnych i niezdatnych tego stanu została przedstawiona na rysunku 6.43. 120 107 ilość eksploatowanych przekładników 100 80 60 40 20 0 zdatny 47 niezdatny stan przekładników w funkcji zużycia elementów mechanicznych Rys. 6.43. Liczba zdatnych i niezdatnych eksploatowanych przekładników ciśnienia w funkcji zużycia elementów mechanicznych Przyczyny wystąpienia zużycia elementów mechanicznych, w postaci analizy parametrów elementów przekładnika ciśnienia, zestawiono na rysunku 6.44. 109

40 ilość eksploatowanych przekładników 40 35 30 25 20 15 10 5 0 zbyt duże opory ruchu 7 elementy obce w układzie parametry elementów przekładnika Rys. 6.44. Zestawienie parametrów elementów przekładników ciśnienia w funkcji zużycia elementów mechanicznych 6.4. Analiza wynikóww symulacji Mając wyznaczone, na podstawie badań eksperymentalnych, współczynniki sprawności η przekładnikaa dla różnych sprężyn, zweryfikowano poziom dopasowania opracowanego modelu symulacyjnego (rys. 6.45). 1,0000 współczynnik sprawności (η) dla badń symulacyjnych 0,9800 0,9600 0,9400 0,9200 0,9000 0,8800 y = 0,93x + 0,06 R² = 0,98 0,8600 0,8600 0,8800 0,9000 0,9200 0,9400 0,9600 0,9800 1,0000 współczynnik sprawności (η) dla badań rzeczywistych Rys. 6.45. Weryfikacja modelu symulacyjnego przekładnika ciśnienia 110