Проектирование тормозной схемы электровоза

Рефераты по транспорту » Проектирование тормозной схемы электровоза

Введение

Автоматические тормоза подвижного состава должны обеспечивать безопасность движения поездов обладать высокой надежностью и безопасностью действия. Обеспечение этих условий позволяет повысить скорость движения и вес поездов что приводит к увеличению провозной и пропускной способности железнодорожного транспорта.

Данный курсовой проект позволяет овладеть теоретическими и практическими знаниями проектирования автотормозной техники изучить устройство и работу тормозных систем подвижного состава ознакомиться с методами расчетов тормозного оборудования вагонов.


1. Задание на курсовой проект

Исходные данные для выполнения курсового проекта выбираются из табл. 1.1 и 1.2. Вариант задания принимается по двум последним цифрам шифра указанного в зачетной книжке.

Исходные данные для расчета колодочного тормоза вагона:

Тип вагона- рефрижераторный

Количество осей вагона-4

Тара вагона т-32

Грузоподъемность т-50

Тип колодок-композиционные.

Исходные данные для обеспеченности поезда тормозными средствами и оценки эффективности тормозной системы поезда:

4-осн. грузовые (брутто 88 т)-12

4-осн. рефрижераторные (брутто 84 т)-35

4-осн. грузовые (брутто 24 т)-24

Скорость км/ч-90

Уклон пути (спуска) ‰-7

Тормозные колодки-чугунные

Локомотив-2ТЭ116.

2. Выбор схемы и приборов пневматической части тормоза вагона

На железнодорожном транспорте применяется автоматический пневматический тормоз. Автоматическими называются тормоза которые при разрыве поезда или тормозной магистрали а также при открытии стоп-крана из любого вагона автоматически приходят в действие вследствие снижения давления воздуха в магистрали. Данный вагон также оборудуется авторежимом. Схема тормозного оборудования представлена на рисунке 2.1.


Рисунок 2.1 - Схема тормозного оборудования вагона

Таблица 2.1 - Номенклатура тормозных приборов и арматуры пневматической части

№ на рис.2.1 Наименование Условный № Количество
1 Главная часть воздухораспределителя 270-023 1
2 Двухкамерный резервуар 1
3 Магистральная часть воздухораспределителя 483М-010 1
4 Кронштейн пылеловка 573 1
5 Концевые краны 190 2
6 Разобщительный кран 372 1
7 Запасной резервуар Р10-100 1
8 Тормозной цилиндр 510Б 1
9 Авторежим 265А-1 1
10 Соединительные рукава

Р17Б

(ГОСТ 1335-84)

2
11 Тормозная магистраль 1¼'' 1

3. Расчет давления воздуха в тормозном цилиндре при торможении

Давление в тормозных цилиндрах при торможении зависит от типа воздухораспределителя величины снижения давления в тормозной магистрали режима торможения у грузовых воздухораспределителей и загрузки вагона при наличии авторежима.

Для воздухораспределителей грузового типа давление в тормозных цилиндрах при полном служебном и экстренном торможении зависит от установленного режима. При порожнем режиме – 0 14 ~ 0 16 МПа; при среднем – 0 28 ~ 0 33 МПа; при груженом – 0 39 ~ 0 43 МПа.

При ступенчатом торможении давление определяется из условия равновесия уравнительного поршня

Ртц = (Fу ·Ро + Ру + Жу ·li )/ Fу (3.2)

где Fу – площадь уравнительного поршня 20·10-4 м2 ;

Ро – атмосферное давление Па;

Ру – усилие предварительного сжатия режимных пружин 185 Н;

Жу – суммарная жесткость режимных пружин на порожнем режиме Жу = 8400 Н/м на среднем - Жу = 8400 ~ 0 5·32700 Н/м; на груженом – Жу = 8400 ~ 32700 Н/м;

li – перемещения уравнительного поршня после i–й ступени торможения м; li = hi – 0 0065;

hi – перемещения главного поршня после i–й ступени торможения м.

Условие равновесия главного поршня

ррк i ·Fг = рзк i ·(Fг – Fш ) + Рг + Жг hi .(3.3)

Давление в рабочей камере после ступени торможения

ррк i = (ррк Vр )/(Vр + Fг hi ) (3.4)

где рзк i рм i – абсолютное давление в золотниковой камере и тормозной магистрали при i-й ступени торможения Па;

Fг – площадь главного поршня 95·10-3 м2 ;

Fш – площадь штока главного поршня 4 15·10-4 м2 ;

Рг – усилие предварительного сжатия пружины главного поршня 200 Н;

Жг – жесткость пружины главного поршня 28000 Н/м;

Vр – объем рабочей камеры 6·10-3 м3 ;

ррк – абсолютное зарядное давление рабочей камеры Па ррк = рм ;

рзк i = рм i .

В результате совместного решения уравнений (3.3) и (3.4) получается квадратное уравнение относительно hi .

Аhi 2 + Вhi + C = 0 (3.5)

А = Жг ·Fг (3.6)

В = Жг ·Vр + Fг ·рм i (Fг – Fш ) + Рг ·Fг (3.7)

С = Vр [(Fг – Fшм i + Рг - Fг ·рм ].(3.8)

Таблица 3.1 – Расчет давлений в тормозном цилиндре при ступенях торможений и полном служебном

Δртм , МПа 0,08 0,10 0,12 Полное служебное торможение
Рс тц , МПа 0,22 0,27 0,32 Ртц , МПа 0,43

Наличие на вагоне авторежима устанавливает зависимость давления воздуха в тормозном цилиндре от загрузки вагона которая выражается формулой

где fпр – величина предварительного подъема опорной плиты м;


где fi – величина статического прогиба рессор м;

Рцп – давление в тормозном цилиндре порожнего вагона МПа;

fi = 0 01 Q fo Qi (3.11)

fo – гибкость центрального рессорного подвешивания вагона 0 0006225 м/т;

Qi – загрузка вагона в процентном соотношении от полной;

Q – грузоподъемность вагона т;

Рвр – давление на выходе из воздухораспределителя при полном служебном торможении МПа.

Результаты расчета представлены в таблице 3.2.

Таблица 3.2 – Расчет давлений в тормозном цилиндре при наличии авторежима

Q,% 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
Pтц , МПа 0,269 0,289 0,309 0,330 0,352 0,375 0,400 0,43 0,43 0,43 0,43

Принимаем максимальное давление Рм тц = 0 43МПа.

4. Качественная оценка правильности выбора воздушной части тормоза

На основании закона Бойля – Мариотта состояние сжатого воздуха в выбранных емкостях воздушной части тормозной системы до торможения и при торможении аналитически выражается равенством


Рз Vзр + Ро Vо = Рзр Vзр + Рм тц (Vо + πd2 тц L/4) (4.12)

где Рз – максимальное абсолютное зарядное давление воздухопроводной магистрали МПа;

Vзр – объем запасного резервуара м3 ;

Vо – объем вредного пространства тормозного цилиндра м3 ;

Рзр – абсолютное давление воздуха в запасном резервуаре при торможении МПа;

Рм тц – максимальное абсолютное давление воздуха в тормозном цилиндре МПа;

dтц – диаметр тормозного цилиндра м;

L – допустимый ход поршня тормозного цилиндра при торможении м.

Качественная оценка правильности выбора воздушной части в грузовых поездах производится по условию их неистощимости

Рзр ≥ Рз – ΔРтм (4.13)

где ΔРтм = 0 15 МПа – разрядка тормозной магистрали при полном служебном торможении.

0 59 > 0 7 – 0 15 = 0 55.

Так как условие выполняется то делаем вывод о неистощимости пневматического тормоза.


5. Выбор схемы тормозной рычажной передачи

Рисунок 5.1 – Схема рычажной передачи 8ми -осного грузового вагона: 1 - Горизонтальный рычаг; 2 - Затяжка горизонтальных рычагов; 3 – Тяги; 4 - Горизонтальный балансир; 5 - Вертикальный рычаг; 6 - Затяжка вертикальных рычагов; 7 – Траверса; 8 – Подвески башмака

В рефрижераторных вагонах применяется колодочный тормоз с двухсторонним нажатием. Данная схема эффективна при скоростях движения до 160 км/ч. При более высоких скоростях схема неэффективна. Основным ее недостатком является интенсивный износ колесных пар по профилю катания а также навары при торможении.

6. Определение допускаемого нажатия тормозной колодки

С целью создания эффективной тормозной системы величина нажатия тормозной колодки на колесо должна обеспечивать реализацию максимальной тормозной силы. Вместе с тем необходимо исключить возможность появления юза при торможении. При условиях сухих и чистых рельсов это положение для колодочного тормоза аналитически выражается уравнением


К·φк = 0 9·Рк ·ψк (6.1)

где К – допускаемая сила нажатия колодки на колесо кН;

φк -коэффициент трения тормозной колодки;

0 9 - коэффициент разгрузки задней колесной пары;

Рк - статическая нагрузка на колесо отнесенная к одной тормозной колодке кН;

ψк - коэффициент сцепления колеса с рельсом при торможении.

Значения коэффициента трения для стандартных чугунных колодок определяются по следующей эмпирической формуле

φ

где V – расчетная скорость движения поезда исключающая появление юза м/с. Для композиционных колодок принимаем V=28 м/с.

Коэффициент сцепления зависит от состояния поверхности рельсов и колес от нагрузки колеса на рельс и скорости движения. Для его определения можно воспользоваться расчетной формулой

ψк = [0 17 – 0 00015 (q – 50)]·ψ(V) (6.3)

где q - статическая осевая нагрузка кН;

ψ(V) - функция скорости значение которой в зависимости от типа подвижного состава находят по графику [1].

Статическая осевая нагрузка определяется

q = (T + Q)/m (6.4)

где T Q - тара и грузоподъемность вагона кН;

m - число осей вагона.

Статическая нагрузка на колесо

Рк = (T + Q)/mв (6.5)

где mв – число тормозных колодок на вагоне

Рк = (32 + 50)/16 = 51 25 кН

q = (32 + 50)/4 = 205 кН

ψ(V) = 0 54

ψк = [0 17 – 0 00015 (205 – 50)]·0 54 = 0 08

Из (6.14) находим

φк = 0 9·51 25·0 08/К = 3 64/К

Решая полученное выражение совместно с (6.5) получим

К = 5 кН.

Полученную допускаемую силу нажатия тормозной колодки проверяем исходя из требований теплового режима трущихся пар

К/Fk <= [ΔРу ] (6.6)

где Fk - номинальная площадь трения тормозной колодки м2 ;

[ΔРу ] - допустимое удельное давление на тормозную колодку кН/м2 ;

5/0 029 = 172 кН/м2 < 900 кН/м2

Кдоп = [ΔРу ]·Fк (6.20)

Кдоп = 900·0 029 = 26 1 кН.

7. Расчет передаточного числа рычажной передачи вагона

Передаточным числом рычажной передачи называется отношение теоретической величины суммы сил нажатия тормозных колодок вагона к силе давления сжатого воздуха на поршень тормозного цилиндра


n = (Kдоп ·mв )/(Ршт ·ηрп ) (7.1)

где Ршт - усилие по штоку тормозного цилиндра кН;

ηрп -КПД рычажной передачи принимаем 0 80.

Величина усилий по штоку тормозного цилиндра определяется

Ршт = πd2 тц Pтц ·ηтц /4 – (F1 + F2 + Lшт ·Ж) (7.2)

где ηтц - коэффициент учитывающий потери на трение поршня о стенки тормозного цилиндра который равен 0 98;

F1 - усилие оттормаживающей пружины в отпущенном состоянии 1500-1590 Н принимаем 1580 Н;

F2 - усилие пружины бескулисного автоматического регулятора рычажной передачи приведенное к штоку тормозного цилиндра которое принимается равным 300 - 1500 Н при рычажном приводе и 2000 – 2500 Н при стержневом;

Ж - жесткость отпускаемой пружины тормозного цилиндра 6540 Н/м.

Ршт = 3 14·0 3562 ·0 43·106 ·0 98 /4 – (1545 + 1000 + 0 175·6540) = 20 кН

n = (26 1·16)/(0 95·20) = 23 5

8. Определение размеров плеч рычагов рычажной передачи

Для принятой схемы рычажной передачи передаточное число определяется из соотношения ведущих и ведомых плеч рычагов

n = m·(а·б/в·г)cosα (8.1)

где α - угол действия силы нажатия тормозной колодки на колесо принимается равным 10о .

а б в г - размеры плеч рычагов в = г = 230 мм а + б = 650 мм.

23 5 = 8а/(650 –а)·(230/230)·0 985

а = 487 мм б = 163 мм

Рисунок 8.1 – Схема рычажного привода авторегулятора

Расстояние между упором привода и корпусом регулятора

А = n·к·(б-с/d-c) – mг (8.2)

где к – величина зазора между колесом и колодкой к = 0 01м;

mг – величина конструктивных зазоров между деталями рычажной передачи

mг = 0 009 м.

Размер с определяется из соотношения

F2 = (Fp + Жр ·Lp )·(б/а – с/а·(l + d)/а)(8.3)

где F2 - усилие предварительного натяга пружины авторегулятора Н

(Fp = 2000 Н);

Жр - жесткость пружины регулятора Н/м (Жр = 1500 Н/м);

Lр - величина сжатия пружины регулятора при торможении м

(для 8ми -осных вагонов при чугунных колодках Lр = 0 015 м);

а б с d l – размеры плеч горизонтального рычага и рычажного привода регулятора м.

1000 = (2000 + 1500·0 015)·(0 163/0 487 – (с/0 487)·(0 65/0 487))

с = 0 055 м = 55 мм

d = 542 мм

l = 108 мм.

А = 23 5·0 01·(0 163 – 0 055)/(0 542 + 0 055) – 0 009 = 34 мм

9. Определение размеров поперечных сечений элементов рычажной передачи

Усилие на штоке поршня тормозного цилиндра определяется

Ршт = πd2 тц Pтц ·ηтц /4 – (F1 + Lшт ·Ж) (9.1)

Ршт = 19 7 кН

Определяем силы действующие на рычажную передачу

Ршт = Р1

Р2 = Р1 (а +б) /б = 19 7·(487 + 163)/163 = 78 6 кН(2.27)

Р3 = Р1 (а / б) = 19 7 (487 / 163) = 58 9 кН (9.2)

Р4 = Р3 (m / 2m) = 29 45 кН(9.3)

Р5 = Р4 (в + г / г) = 58 9 кН(9.4)

Р6 = Р4 = 29 45 кН(9.5)

Определив значения сил действующих на шарнирные соединения рассчитываем валики на изгиб.

Валики шарнирных соединений рычажной передачи рассчитываем на изгиб по формуле

σ = P1 /(0 4·d3 ·103 )·(b – a/2) < [σ] (9.6)


где Р – расчетная нагрузка на валик кН;

d – диаметр валика м. Принимаем d = 0 04 м;

b – расстояние между серединами опор м;

а – длина поверхности передающей нагрузку м;

[σ] – допускаемые напряжения при изгибе МПа. Все детали тормозной рычажной передачи изготовлены из стали 5 принимаем по [1] (табл. 9.1)

[σ] = 160 МПа.

Рисунок 9.1 – Расчетная схема шарнирного соединения

b = а + 15 = 25 + 15 = 40 мм.(9.7)

σ = 57/(0 4·0 043 ·103 )·(0 04 – 0 025/2) = 61 МПа < [σ]

Условие выполняется прочность валика на изгиб обеспечена.

Тяги рычажной передачи рассчитываются на растяжение.

[σ] = P2 ·4/(π·d2 т ·103 ) < [σ] (9.8)

где Р – усилие передаваемое на тягу кН;

dт – диаметр тяги м. Принимаем dт = 0 022 м.

[σ] = 57·4/(3 14·0 0222 ·103 ) = 150 МПа< [σ]

Условие выполнено прочность тяги обеспечена.

Проушины тяги рассчитываются на смятие и срез. Напряжение смятия и среза определяется по формуле

σ см = 4·Р3 /(π·t·d1 ·103 ) < [σ см ] (9.9)

τср = Р3 /(2·t·h·103 ) < [τср ](9.10)

где Р – усилие смятия (среза) действующее на проушину кН;

t – толщина проушины м;

d1 – диаметр отверстия проушины м;

h – высота сечения проушины по линии среза м; принимаем

h = R – d1 /2(9.11)

где R – радиус наружного очертания пружины м.

Принимаем t = 0 015 м; d1 = 0 04 м; R = 0 0375 м; [σ см ] = 170МПа; [τср ] = 95 МПа.

h = 0 0375 – 0 04/2 = 0 0175 м

σ см = 4·28 5/(3 14·0 015·0 04·103 ) = 62 МПа < [σ см ]

τср = 28 5/(2·0 015·0 0175·103 ) = 55 МПа < [τср ].

Условия выполнены прочность проушины обеспечена.

Рычаги также рассчитываем на изгиб. Напряжения при изгибе определяются по формуле

σ изг = Ми /Wx < [σ изг ] (9.12)

где Ми – изгибающий момент в сечении среднего шарнира рычага Н·м;

Wx – момент сопротивления сечения м3 .


Рисунок 9.2 – Горизонтальный рычаг

Wx = 2·h/6·H·(H3 – d3 ) (9.13)

где Н – ширина рычага Н = 0 18 м;

d – диаметр валика d = 0 04 м;

h – толщина рычага h = 0 015 м.

Wx = 2·0 015/6·0 18·(0 183 – 0 043 ) = 1 6·10-4 м 3 .

Изгибающий момент в сечении среднего шарнира рычага определяется по формуле

Ми = Ршт ·а = 57·0 251 = 14 3 кН·м (9.14)

σ изг = 14 3/1 6·10-4 = 89 МПа < [σ изг ] = 160 МПа.

Прочность рычага обеспечена.

Рассчитываем вертикальный рычаг на изгиб


Рисунок 9.3 – Вертикальный рычаг

По формуле (9.32) определяем момент сопротивления сечения

Wx = 2·0 015/6·0 16·(0 163 – 0 043 ) = 1 26·10-4 м3 .

Находим изгибающий момент

Ми = Ршт ·b = 57·0 249 = 14 кН·м (9.15)

σ изг = 14/1 26·10-4 = 111 МПа < [σ изг ] = 160 МПа.

Прочность вертикального рычага на изгиб обеспечена.

Затяжка горизонтальных рычагов проектируется из условия ее вписывания в габаритные размеры тормозного цилиндра.

Рисунок 9.4 – Схема вписывания затяжки горизонтальных рычагов в габариты тормозного цилиндра

Зазор х обозначенный на рисунке 9.7 находится

х = 251 – (200 + 50) = 1 мм.

Свободное вписывание затяжки обеспечено.

Так как данная затяжка выполнена без изгиба то расчет производится только на сжатие. Напряжение при сжатии

σсж = Р1 /(Н·h) (9.16)

где Н – ширина затяжки м;

h – толщина затяжки м;

Р – сила действующая на затяжку Н;

σсж = 57/(0 1·0 025) = 23 МПа < [σсж ] = 160 МПа.

Прочность затяжки горизонтальных рычагов обеспечена.

10. Расчет обеспеченности поезда тормозными средствами

Все поезда отправляемые со станции должны быть обеспеченны тормозами с гарантированным нажатием тормозных колодок в соответствии с нормативами по тормозам утвержденным МПС.

Потребное нажатие тормозных колодок для заданного поезда определяется по формуле

ΣКр = ΣQ/100·N(10.1)

где ΣQ – вес состава поезда тс;

N – единое наименьшее тормозное нажатие тс; N = 33 тс.

ΣКр = 3440/100·33 = 1135 2 тс.

Расчетное фактическое тормозное нажатие колодок заданного поезда определяется

ΣКрф = Σnj ·mj ·Kpj (10.2)


где nj – число единиц подвижного состава;

mj – осность единицы подвижного состава;

Kpj – расчетное нажатие тормозных колодок на ось вагонов или локомотивов данного типа тс; для локомотива Kpj = 12 тс для грузового вагона с чугунными колодками на груженном режиме Kpj = 7 0 тс на порожнем Kpj = 3 5 тс для вагонов рефрижераторного подвижного состава с чугунными колодками на груженом режиме Kpj = 9 0 тс.

ΣКрф = 35·4·7 + 15·4·9 = 1400 тс

Поезд считается обеспеченным тормозами если выполняется условие

ΣКр < ΣКрф (10.3)

1135 2 < 1400

Так как условие выполняется то считаем что поезд обеспечен тормозами.

Расчетный коэффициент силы нажатия тормозных колодок определяется по формуле

δр = ΣКрф / ΣQ (10.4)

δр = 1400/3440 = 0 41

11. Определение тормозного пути замедлений и времени торможения

Полный расчетный тормозной путь определяется по формуле

Sт = Sп + Sд (11.1)

где Sп – подготовленный (предтормозной путь);

Sд – действительный тормозной путь.

Подготовительный путь м определяется

Sп = VH ·tп (11.2)

где VH – скорость движения в начале торможения м/с;

tп – время подготовки тормозов к действию с.

Время подготовки автотормозов с определяется следующим образом.

tп = 10 + 15 (± i)/bт (11.3)

где i - уклон пути i = - 7‰ знак ''-'' – означает что расчет ведется на спуске;

bт – удельная тормозная сила Н/кН.

bт = 1000·φкр ·δр (11.4)

где φкр – расчетный коэффициент трения тормозных колодок;

δр - расчетный коэффициент силы нажатия тормозных колодок поезда.

Расчетный коэффициент трения тормозных колодок

φкр = 0 27·(3 6V + 100)/(18V + 100)(11.5)

Действительный тормозной путь м определяется по формуле

где к – число интервалов скоростей;

ω – основное удельное сопротивление движению Н/кН bт и ω рассчитываются при средней скорости интервала интервал 2 м/с.

Vср = (VH + VH+1 )/2 (11.6)

Основное удельное сопротивление определяем для грузовых вагонов

ω = 0 7 + (3 + 0 36V + 0 0324V2 )/0 1q (11.7)

где q – осевая нагрузка кН q = 245 кН;

V – средняя скорость в интервале м/с

Расчеты сводим в таблицу 11.3

Замедление движения поезда определяется по формуле

аi = (V2 н – V2 н+1 )/(2·ΔSд ) (11.8)

Время торможения определяется по формуле

t = tп + Σti (11.9)

где ti – время торможения в расчетном интервале с.

ti = (Vн – Vн +1 )/ai (11.10)

Расчеты замедлений движения поезда и времени торможения представлены в таблице 11.1.


Таблица 11.1 – Расчет тормозного пути

Vн , м/с φкр bт , Н/кН tн , с Sп , м Vср , м/с φкр bт , Н/кН ω, Н/кН Sд , м ΔSд , м Sт , м
22,00 0,10 41,95 4,50 98,93 23,00 0,10 41,29 1,86 125,48 15,64 224,41
20,00 0,10 43,41 4,58 91,63 21,00 0,10 42,65 1,71 109,83 15,23 201,46
18,00 0,10 45,13 4,67 84,12 19,00 0,10 44,23 1,58 94,61 14,71 178,73
16,00 0,11 47,16 4,77 76,38 17,00 0,11 46,10 1,45 79,90 14,08 156,27
14,00 0,12 49,61 4,88 68,37 15,00 0,11 48,32 1,34 65,82 13,33 134,18
12,00 0,12 52,61 5,00 60,05 13,00 0,12 51,03 1,24 52,49 12,43 112,54
10,00 0,13 56,39 5,14 51,38 11,00 0,13 54,39 1,14 40,06 11,38 91,44
8,00 0,14 61,29 5,29 42,29 9,00 0,14 58,67 1,06 28,67 10,15 70,97
6,00 0,16 67,87 5,45 32,72 7,00 0,15 64,32 0,99 18,52 8,71 51,24
4,00 0,18 77,22 5,64 22,56 5,00 0,17 72,10 0,93 9,81 7,02 32,37
2,00 0,21 91,51 5,85 11,71 3,00 0,19 83,53 0,88 2,79 1,79 14,50
0 0,27 116,10 6,10 - 1,00 0,24 101,93 0,84 1,00 1,00 1,00

Таблица 11.2 – Расчет замедлений и времени торможения

Vн , м/с аi , м/с2 ti , с tп , с Σti , с t, с
22 2,69 0,74 4,50 15,43 19,92
20 2,50 0,80 4,58 14,68 19,26
18 2,31 0,87 4,67 13,88 18,55
16 2,13 0,94 4,77 13,02 17,79
14 1,95 1,03 4,88 12,08 16,96
12 1,77 1,13 5,00 11,05 16,06
10 1,58 1,26 5,14 9,92 15,06
8 1,38 1,45 5,29 8,66 13,94
6 1,15 1,74 5,45 7,21 12,66
4 0,85 2,34 5,64 5,46 11,10
2 1,12 1,79 5,85 3,12 8,98
0 1,50 1,33 6,10 1,33 7,43

Заключение

В данном курсовом проекте были спроектированы воздушная часть тормозной системы вагона и механическая часть колодочного тормоза. Причем основная часть деталей и приборов принята типовой что значительно снижает их себестоимость.

Так же была произведена оценка обеспеченности поезда тормозными средствами и проверка эффективности тормозной системы поезда.