Модернизация платформы 13-9004

На шейки осей РУ1 и РУ1Ш устанавливают роликовые подшипники с наружным диаметром 250 мм, а на оси РУ - диаметром 280 мм. Поэтому посадочные диаметры у них разные. Диаметры шеек оси III типа, применяемой в вагонах старых типов, используемых в основном на подъездных путях промышленных предприятий, имеет больший диаметр шеек в связи с возможными переточками в эксплуатации.

Для грузовых вагонов с повышенными нагрузками от колёсной пары на рельсы до 245 кН предусмотрена усиленная ось, имеющая увеличенные диаметры.

Оси проектируют в исполнении УХЛ по ГОСТ 15150. Для вагонов магистральных дорог колеи 1520 мм оси изготавливают из осевой заготовки по ГОСТТ 4728: для вагонов основных типов применяется сталь марки ОсВ, для вагонов электропоездов - сталь марки ОсЛ. Химический состав осевой стали в %: углерода 0,4…0,48, марганца 0,55…0,85, кремния 0,15…0,35, фосфора - не более 0,04, серы - не более 0,45; хрома и никеля - не более каждого по 0,3; меди - не более 0,25.

Таблица 6

Тип оси	Диаметр, мм	Длина шейки, мм	Общая длина оси, мм	Расстояние между центрами приложения нагрузки на шейки, мм	Наибольшая статическая нагрузка от колёсной пары вагонов на рельсы, кН ()
	шейка	Предпосту-пичная часть	подступичная часть	середина				Грузовые	Пассажирские
РУ1	130	165	194	165	176	2295	2036	230(23,5)	176,5 (18)
РУ1Ш	130	165	194	165	190	2294	2036	230 (23,5)	176,5 (18)
РУ	135	165	194	165	248	2390	2036	230 (23,5)	176,5 (18)
III	145	170	194	165	254	2330	2036	230 (23,5)
	140	175	205	170	190	2216	2036	245 (25)

3.1 Определение основных размеров колесной пары.

Расчет оси и колеса

При условном (приближённом) методе расчёта на прочность ось рассматривается в статическом состоянии, на неё действует система сил (см. рис.16), состоящая из вертикальной силы, равной и горизонтальной:

,

где - максимальная статическая расчётная или фактическая нагрузка от кол- ёсной пары на рельсы.

Множители в выражениях по определению горизонтальной и вертикальной сил учитывают динамической действие сил соответственно в вертикальном и горизонтальном направлениях.

Рис. 16 Схема действия сил при условном методе расчёта оси колёсной пары

Расчёт и выбор соответствующих значений величин будем производить, руководствуясь Нормами для расчёта и проектирования новых и модернизируемых вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных) и ГОСТом 4835-80.

Исходные данные:

тип оси колёсной пары - РУ1Ш;

фактический диаметр шейки оси мм;

фактический диаметр подступичной части оси мм;

фактический диаметр середины оси мм;

допускаемый износ по длине шейки оси м.

осевая нагрузка т;

количество осей вагона ;

вес брутто вагона т.

Вычисление нагрузок.

Осевая нагрузка (выраженная в единицах СИ), Н:

;

Н = 0,229 МН.

Вес колёсной пары (выраженный в единицах СИ), Н:

,

где - масса колёсной пары РУ1Ш, = 1,2 т;

Н.

Вертикальная нагрузка, действующая на колёсную пару, Н:

;

Н.

Определение изгибающих моментов.

Изгибающий момент в первом расчётном сечении, :

,

где - расстояние от центра оси колёсной пары до центра тяжести кузова,

= 1,45 м;

- расстояние между центрами приложения нагрузки на шейки,

= 2,036 м;

- длина шейки оси, = 0,19 м;

- коэффициент, учитывающий увеличение длины шейки при износе бурта (вводится для букс с подшипниками скольжения), = 0;

? 0,020.

Изгибающий момент во втором расчётном сечении, :

,

где - половина расстояния между центрами приложения нагрузки на шейки, м:

;

м;

s - половина расстояния между кругами катания, м:

,

где 2s - расстояние между кругами катания, 2s = 1,58 м;

м;

- радиус средне изношенного колеса, = 0,45 м;

?

? 0,098.

Изгибающий момент в третьем расчётном сечении, :

;

? 0,056.

Нахождение диаметров оси.

Диаметр шейки оси, мм:

,

где - допускаемое напряжение для шейки оси, Па;

мм ? 0,1201 м.

С учётом припусков на обработку окончательно принимаем, мм:

;

мм ? 0,1221 м.

Замечаем, что условие ? выполняется.

Диаметр подступичной части оси, мм:

,

где - допускаемое напряжение для подступичной части оси,
Па;

мм ? 0,1823 м.

С учётом припусков на обработку окончательно принимаем, мм:

;

мм ? 0,1883 м.

Замечаем, что условие ? выполняется.

Диаметр средней части оси, мм:

,

где - допускаемое напряжение для средней части оси, Па;

мм ? 0,1542 м.

С учётом припусков на обработку окончательно принимаем, мм:

;

мм ? 0,1602 м.

Замечаем, что условие ? выполняется

Распечатка результатов, полученных при использовании программы PRNT.

***** Параметры введенные для расчета *****

Мбр=92.300т Мкп=1.200т h=1.450м S=0.790м

Rколеса=0.450м 2l=2.036м Длина шейки lh=0.190м

Допускаемый износ шейки оси Z=0.001м

Допускаемые напряжения в МН/(м*м): [G1]=120 [G2]=165 [G3]=155

***** Результаты расчета *****

Нагрузка на ось Poc=0.234МН

Изгибающий момент в сечении N-1 М1=0.021 МН*м

Изгибающий момент в сечении N-2 М2=0.100 МН*м

Изгибающий момент в сечении N-3 М3=0.057 МН*м

Напряжения в сечении N-1 G1=97.569 МН/(м*м)

Напряжения в сечении N-2 G2=139.862 МН/(м*м)

Напряжения в сечении N-3 G3=129.196 МН/(м*м)

Необходимые диаметры оси

d1:=0.1213м d2:=0.1836м d3:=0.1553м

Необходимые диаметры оси с учетом припусков на обработку

d1:=0.1233м d2:=0.1896м d3:=0.1613м

Вывод: по результатам условного метода расчёта при осевой нагрузке т условие прочности оси колёсной пары РУ1Ш грузового вагона обеспечено, так как все рассчитанные диаметры оси меньше допускаемых.

3.2 Буксовый узел

В настоящее время в России более 95% грузового вагонного парка и весе пассажирские вагоны оборудованы буксами с подшипниками качения.

Типовая букса с глухой подшипниковой посадкой внутреннего кольца цилиндрических роликовых подшипников на шейку оси применяется в современных грузовых и пассажирских вагонах.

На железных дорогах России наиболее широко распространены буксы на горячей посадке вследствие их преимуществ. Современная типовая букса с двумя цилиндрическими роликовыми подшипниками для любого типа грузового вагона может иметь два вида торцового крепления внутренних колец от продольного сдвига - торцовой корончатой гайкой или тарельчатой шайбой. Букса с торцовым креплением гайки (см. рис.17, а, б) имеет корпус 1 с приливами 15, в котором размещены передний 2 и задний 3 подшипники с короткими цилиндрическими роликами. Со стороны колеса корпус закрыт лабиринтным уплотнением 4 (съёмныё лабиринт) и 5 (лабиринтное кольцо), а впереди - крепительной 8, укреплённой болтами 16 к корпусу и смотровой 10 крышками с болтами 6 и шайбами 9. Крепительная крышка из стали или алюминиевого сплава прочно удерживает наружные кольца роликовых подшипников 2 и 3 в буксе, не позволяя им проворачиваться и перемещаться вдоль оси при вращении колёсной пары. Внутренние кольца подшипников закреплены на шейке оси с торца корончатой гайкой 11, стопорной планкой 13 и болтами 12. Между корпусом буксы 1 и крепительной крышкой 8 установлено уплотнительное кольцо 7, обеспечивающее герметизацию буксового узла. Внутренняя полость буксы заполнена консистентной смазкой, обеспечивающей надёжную работу подшипников в сложных условиях их нагружения.



Рис.17 Букса грузового вагона с двумя цилиндрическими роликовыми подшипниками: а - конструкция; б -- торцовое крепление внутреннего кольца корончатой гайкой; в -- торцовое крепление внутреннего кольца тарельчатой шайбой

Другой вариант торцового крепления внутренних колец подшипников отличается следующими особенностями (см. рис.17, в). К торцу шейки оси тремя или четырьмя (варианты) болтами 21 укрепляется тарельчатая шайба 17, которая своими выступающими краями нажимает на приставное кольцо 18 и прочно закрепляет внутренние кольца подшипников 19 и 20 на шейке оси 14, удерживая их от продольного сдвига при действии осевых нагрузок.

Буксы на горячей и втулочной посадке имеют свои преимущества и недостатки. Преимуществами букс с глухой подшипниковой посадкой является снижение массы вследствие отсутствия втулки и уменьшения габаритных размеров подшипника; сокращение почти в 5 раз затрат труда на монтаж и демонтаж подшипников, а в связи с этим в два с половиной раза снижение эксплуатационных затрат на ремонт букс. Однако, при таком способе посадки нередко наблюдается потеря натяга.

3.3 Выбор буксовых подшипников

В буксах современных вагонов применяют радиальные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами двух типов: однорядные с цилиндрическими роликами и однобортовым внутренним кольцом (см. рис.18, а); однорядные с безбортовым внутренним кольцом и плоским приставным упорным кольцом. В буксах вагонов прежних лет постройки использовали двухрядные сферические роликовые подшипники на втулочной посадке кольцом (см. рис.18, б).

Рис. 18 Типы роликовых подшипников:

а -- цилиндрический на горячей посадке;

б -- сферический на втулочной посадке

Подшипники состоят из наружного 1 и внутреннего 3 колец, роликов 2 и сепараторов 4. Кольца и ролики изготавливают из сталей марок ШХ4, ШХ15 и ШХ15СГ. Сталь марки ШХ4 регламентируемой прокаливаемости обладает более высокой твёрдостью поверхностного слоя и достаточной вязкостью внутренних волокон, что обеспечивает более высокую устойчивость хрупкому разрушению по сравнению со сталями марок ШХ15 И ШХ15СГ.

Ролики цилиндрического подшипника имеют скосы у торцов. У подшипников на горячей посадке ролики с 1973 г. изготавливали с рациональным контактом с поверхностью дорожек качения колец - с так называемой ”бомбиной”.

Расчёт вагонных подшипников качения

Расчёт подшипников качения производиться на основании ГОСТ 18855-73.

Исходные данные:

количество осей вагона ;

вес брутто вагона т;

тип оси колёсной пары - РУ1Ш;

масса колёсной пары РУ1Ш = 1,2 т;

диаметр средне изношенного колеса = 0,9 м;

расчётный диаметр шейки оси (см. гл. 2.2) мм;

количество цилиндрических роликовых подшипников в одной буксе ;

расчётная долговечность подшипников для грузовых вагонов тыс. км.

Выбор цилиндрических роликовых подшипников качения на горячей посадке.

Вес брутто (выраженный в единицах СИ), Н:

;

Н.

Вес колёсной пары (выраженный в единицах СИ), Н:

,

Н.

Статическая нагрузка на один цилиндрический роликовый подшипник, Н:

;

Н.

Динамическая эквивалентная нагрузка для цилиндрических роликовых подшипников, Н:

,

где - коэффициент, учитывающий динамичность приложения нагрузки,

= 1,3 (для грузовых вагонов);

Н.

Необходимая динамическая грузоподъёмность при установленной долговечности в тыс. км определяем по [2, (6)], Н:

;

Н.

Учитывая полученную динамическую грузоподъёмность С = и диаметр шейки мм, которая равняется внутреннему диаметру или диаметру посадочной втулки подшипника d, выбираем подшипники по [2, табл. 1]:

тип - 3232226Л2, 3042226Л1;

наружный диаметр - D = 230 мм;

внутренний диаметр - d = 130 мм;

ширина - B = 80 мм;

количество роликов - z = 16;

тип посадки - горячая;

динамическая грузоподъёмность - = 481000 Н.

3.4 Расчёт рессорного подвешивания

Упругие элементы, являясь составной частью рессорного подвешивания, смягчают толчки и удары, действующие на движущийся вагон от рельсового пути. В качестве упругих элементов применяют витые стальные пружины, резиновые, пневматические, торсионные, стальные листовые рессоры. Пружина - упругий элемент, изготовленный завивкой.

В ходовых частях современных вагонов наибольшее распространение получили витые цилиндрические пружины (см. рис.19, а), которые по сравнению с применяемыми ранее листовыми рессорами позволяют получать необходимые упругие характеристики при меньших массах и габаритных размерах, а в сочетании с гасителями колебаний обеспечивать более спокойный ход вагона.

Кроме того, пружины могут смягчать горизонтальные толчки и удары, что не могут листовые рессоры, пружины также гораздо проще в изготовлении и ремонте, чем листовые рессоры.

В силу своих преимуществ цилиндрические пружины (см. рис.19, а) почти вытеснили широко применяемые ранее листовые рессоры. Хотя конические рессоры (см. рис. 19, б) имеют более благоприятную силовую характеристику, но сложны в изготовлении и ремонте. Поэтому они не нашли широкого распространения в вагоностроении.

Рис.19 Витые пружины:

а -- цилиндрическая;

б -- коническая

Под действием вертикальной расчётной силы (в дальнейшем P без индекса) пружина прогнётся, в материале возникнут напряжения. Рассматривая произвольное поперечное сечение витка (см. рис. 20, а), приложим к его центру равные и противоположно направленные силы P, что не приведёт к нарушению равновесия. В результате крутящий момент M пары сил P на плече R вызовет деформацию кручения в поперечном сечении прутка (рис. 20, б), а сила P, направленная вниз, - деформацию среза (см. рис. 20, в).

Если для обеспечения прочности и необходимых гибких свойств однорядной пружины получаются слишком большие её габаритные размеры, то целесообразно применять многорядные пружины. В связи с этим в вагонах наибольшее распространение получили двухрядные пружины, а в центральном подвешивании тележек пассажирских вагонов - трёхрядные. Заметим, что двухрядная пружина работает по системе с параллельным их расположением в комплекте.

Рис. 20 Расчётная схема цилиндрической пружины: а -- схема действия сил; б -- распределение в сечении прутка касательных напряжений от действия крутящего момента М; в -- распределение касательных напряжений от действия перерезывающей силы Р

При проектировании рессорного подвешивания вагона необходимо руководствоваться Нормами для расчёта и проектирования новых и модернизируемых вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных).

Исходные данные:

вес брутто вагона т;

конструктивная скорость км/ч.

Определение искомых параметров рессорного подвешивания.

Определяем массу надрессорного строения вагона, т:

,

где - масса тележки, = 4,9 т (для тележки ЦНИИ-Х3-0);

- масса надрессорной балки, = 0,5 т;

т.

Вес надрессорного строения, Н:

;

Н.

Кузов вагона с заданной скоростью движения при схеме рессорного подвешивания тележки по типу ЦНИИ-Х3-0 подвешен на 4-х рессорных комплектах (по 2 комплекта на каждой тележке), каждый элемент состоит из сети упругих элементов.

Статическая нагрузка на один упругий элемент (пружину) определяется выражением, Н:

,

где - количество тележек, = 2;

- количество комплектов на тележке, = 2;

- количество упругих элементов в комплекте, = 7;

Н.

Расчётная нагрузка на одну пружину, Н:

,

где - коэффициент конструктивного запаса, = 1,8

(по рекомендации [3,c.5]);

Н.

Вычислим коэффициент кривизны прутка:

,

где - индекс пружины, = 6.

.

Диаметр прутка находим по условию обеспечения прочности пружины, м:

,

где - допускаемое суммарное напряжение от напряжений кручения и касательных напряжений , Па;

;

м.

Средний диаметр пружины, м:

;

м.

Количество рабочих витков равняется:

,

где - статический прогиб рессорного подвешивания, = 0,05 м (по рекомендации [3, с. 4];

G - модуль сдвига материала пружины, Па;

.

Жёсткость пружины, Н/м:

;

Н/м.

Для создания более компактного рессорного подвешивания заменим полученную пружину эквивалентной ей двухрядной.

Наружный диаметр прутка пружины, м:

,

где s - зазор между внутренней и наружной пружинами, s = 0,003 м (по рекомендации [3, c. 9];

= 0,0303 м.

Внутренний диаметр прутка пружины, м:

;

м.

По ГОСТ 2590-71 принимаем:

наружный диаметр прутка пружины м;

внутренний диаметр прутка пружины м.

Средние диаметры пружин, м:

;

;

м;

м.

Количество рабочих витков наружней и внутренней пружин:

;

;

;

.

Высота наружной и внутренней пружин в сжатом состоянии до соприкосновения витков, м:

;

;

м;

м.

Расчётный (максимальный) статический прогиб, м:

;

м.

Высота наружной и внутренней пружин в свободном состоянии, м:

;

;

м;

м.

Для выравнивания высот наружной и внутренней пружин необходимо предусмотреть прокладку под внутреннюю пружину толщиной, м:

;

м.

Во избежание потери устойчивости или значительного искривления пружины при сжатии необходимо выполнения следующего условия:

? 3,5.

В нашем случае условие устойчивости определяем по параметрам наружной пружины, определяющей устойчивость гнезда в целом:

? 3,5;

? 3,5.

Вывод: таким образом, комплект, состоящий из семи двухрядных пружин, будет устойчивым.

Жёсткости наружной и внутренней пружин определяются так, Н/м:

;

;

Н/м;

Н/м.

Суммарная жёсткость двухрядной пружины составит, Н/м:

;

Н/м.

Погрешность по сравнению с необходимой жёсткостью составляет, %:

;

;

%.

Вывод: расчёт является корректным, так как полученная погрешность не превышает 5%.

3.5 Гасители колебаний

При движении вагона по периодическим неровностям пути (стыкам рельсов, например) со скоростью, когда частоты вынужденных и собственных колебаний близки по величине, могут возникать большие амплитуды колебаний кузова на рессорах (резонанс), если в системе рессорного подвешивания отсутствуют или малы силы сопротивления. Поэтому для гашения резонансных колебаний в систему рессорного подвешивания вводят специальные гасители, которые позволяют снизить амплитуды и ускорения колебательного движения, а следовательно, уменьшить воздействие динамических сил на элементы вагона и перевозимый в нём груз. Многочисленные разновидности конструкций гасителей колебаний, применяемых в подвижном составе, можно объединить в две большие группы: фрикционные и вязкого сопротивления. Рассмотрим только фрикционные гасители колебаний.

Фрикционные клиновые гасители колебаний широко применяют в тележках грузовых вагонов. Так, в двухосных тележках типа ЦНИИ-Х3 фрикционный гаситель колебаний состоит из двух фрикционных клиньев 2 (см. рис. 21), размещённых между наклонными поверхностями концов надрессорной балки 1 и фрикционными планками 3, укреплёнными на колонках 4 боковой рамы тележки. Клинья опираются на двухрядные цилиндрические пружины 5

Рис. 21Фрикционный гаситель колебаний

Работа таких гасителей заключается в следующем. При вертикальных колебаниях надрессорной балки 1 совместно с обрессоренными массами вагона фрикционные клинья 2 перемещаются вниз и вверх относительно фрикционных планок 3. В результате между клиньями и планками возникают силы трения, создающие сопротивление колебательному движению. При этом величина силы трения прямо пропорциональна прогибу пружин и возрастает с его увеличением, так как клинья прижимаются с большей силой. Работа сил трения преобразуется в тепловую энергию, которая рассеивается в окружающую среду необратимо. Такого типа гаситель называют фрикционным с переменной силой трения, зависящей от прогиба.

3.6 Установление параметров гасителей колебаний

Расчёт фрикционных гасителей колебаний практически сводится к определению необходимых углов наклона поверхностей трения и подбора трущихся пар с соответствующими коэффициентами трения.

При расчёте рассматривается равновесие надрессорной балки и клиньев под действием приложенных к ним сил.

На рис. 22 приведена расчётная схема клинового гасителя, на которой обозначены:

- угол наклона к вертикали трущихся поверхностей надрессорной балки и фрикционных клиньев;

- угол наклона к вертикали трущихся поверхностей фрикционных планок, укреплённых на боковых рамах тележки и клиньев;

- суммарная жёсткость основных пружин рессорного комплекта, на которые передаёт нагрузку надрессорная балка;

- жёсткость пружины, поддерживающей фрикционный клин.

Рис. 22 Схема клинового гасителя колебаний

При расчёте параметров фрикционного клинового гасителя колебаний вагона необходимо руководствоваться Нормами для расчёта и проектирования новых и модернизируемых вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных).

Исходные данные:

вес брутто вагона т;

длина кузова вагона м;

база вагона м;

база тележки м;

масса надрессорного строения т = 87200 кг;

вес надрессорного строения Н;

статический прогиб рессорного подвешивания под нагрузкой брутто = 0,05 м.

Определение параметров гасителя колебаний.

Половина длины кузова, м:

;

м.

Половина базы вагона, м:

;

м.

Жёсткость рессорного подвешивания одной тележки при деформации рессор в вертикальном направлении, Н/м:

;

Н/м.

Масса надрессорного строения, т:

,

где - масса тележки, = 4,9 т;

- масса надрессорной балки, = 0,5 т;

т = 85200 кг.

Момент инерции массы кузова относительно поперечной горизонтальной оси, проходящей через его центр масс, :

,

- момент инерции кузова,

.

Частота собственных колебаний кузова в вертикальной продольной плоскости, :

для подпрыгивания

;

;

для галопирования

;

.

Определяем фазы прохождения колёсными парами вагона косинусоидальных неровностей рельсового пути:

;

;

,

где - половина длины рельсового звена 25 м, = 12,5 м;

;

;

.

Частота колебаний, Гц:

для подпрыгивания

;

Гц;

для галопирования

;

Гц.

Допускаемая амплитуда колебаний кузова вагона, м:

для подпрыгивания

,

где - показатель плавности хода, = 4 (для грузовых вагонов);

м;

для галопирования

;

м.

Параметр гасителя колебаний для тележки из условия обеспечения устойчивого режима при колебаниях подпрыгивания кузова, :

,

где - амплитуда волны профиля пути, т. е. половина разности уровня рельса под колесом вагона в середине волны (рельсового звена) и в низшей точке (зоне стыка), = 0,005 м;

.

Параметр гасителя при колебаниях галопирования кузова, :

,

.

Принимаем большее значение параметра гасителей колебаний тележки

.

В проектируемом рессорном подвешивании устанавливаются гасители колебаний трения, развивающее сопротивление колебаниям пропорционально перемещению упруго подвешенной части вагона.

За основу дальнейших вычислений принимаем результаты, полученные при колебаниях галопирования кузова (параметр гасителей колебания тележки равняется параметру гасителей при колебаниях галопирования).

Параметр гасителей (коэффициент относительного трения) определим так:

;

.

Полученный параметр не должен быть меньше рекомендуемого значения:

,

где - количество колёсных пар в тележке, = 2;

;

k - коэффициент, k = 0,8 (для центрального рессорного подвешивания);

.

Таким образом, фрикционный гаситель колебаний должен иметь коэффициент относительного трения .

3.7 Анализ конструктивных особенностей тележки ЦНИИ-Х3-0

Современные грузовые вагоны магистрального и промышленного транспорта имеют двух-, трёх- и четырёхосные тележки, большегрузные транспортёры оснащены многоосными тележками, состоящими из набора перечисленных выше конструкций.

Как правило, это - модели с одноступенчатым рессорным подвешиванием. Исключение составляют лишь изотермические и некоторые специализированные вагоны, служащие для перевозки грузов, требующих транспортировки с повышенными скоростями.

Тележка модели 18-100 (ЦНИИ-Х3-0: ЦНИИ - прежнее название ВНИИЖТа, разработавшего конструкцию, Х - первая буква автора - Ханина, 3 - третий вариант, О - облегчённая по результатам исследований МИИТа), рассчитанная на конструкционную скорость движения 120 км/ч, состоит (см. рис. 23) из двух колёсных пар 6 с четырьмя буксовыми узлами 5, двух литых рам 1, надрессорной балки 2, двух комплектов центрального подвешивания с фрикционными гасителями колебаний 4 и тормозной рычажной передачи 7.

Рис.23. Двухосная тележка грузовых вагонов с литыми боковыми рамами:

/ -- боковая рама; 2 -- надрсссорная балка; 3 -- комбинированный рессорный комплект;

4 -- клин фрикционного гасителя колебаний; 5 -- буксовый узел с роликовыми подшипниками; 6 -- колесная пара; 7 -- тормозное оборудование;

8 -- скользун

Боковая рама (см. рис. 24) отлита из низколегированной стали 20ФЛ или 20ГЛФ. Она имеет объединённые пояса и колонки, образующие в средней части проём для размещения комплекта центрального рессорного подвешивания, а по концам - буксовые проёмы. Шишки 3, отлитые с внутренней стороны на наклонном поясе, служат для подбора боковых рам (боковин) при сборке тележки, так как в зависимости от допускаемых отклонений при отливке и обмере боковин некоторые из шишек срубают. Если все шишки срублены, то рама имеет градацию № 0 с размером между наружными челюстями 1 (см. рис. 24) 2181 мм, при одной оставленной шишке это расстояние равно 2183 мм, а рама имеет градацию № 1, при №№ 2, 3, 4 и 5 указанное выше расстояние соответственно увеличивается по 2 мм.

Надрессорная балка (см. рис. 25) - литая из стали марок 20ФЛ или 20ГФЛ, имеет полую конструкцию замкнутого поперечного сечения и формы, близкую к брусу равного сопротивления изгибу. Она отлита вместе с подпятником, служащим опорой кузова вагона и опорами для скользунов. На каждом из двух опор скользунов размещаются перевёрнутые коробки 8 с регулировочными прокладками 9. Такая конструкция по сравнению с применяемой ранее (коробки отливались заодно с надрессорной балкой, а вкладыши скользуна укладывались в них, что в эксплуатации приводило к накоплению продуктов износа и недопустимое уменьшение зазоров между скользунами тележки и кузова вагона), обеспечивает самоудаление продуктов износа и постоянство отрегулированных зазоров между скользунами.



Рис.24. Боковая рама тележки модели 18-100:

/ -- челюсти; 2 -- кольцевая опора; 3 -- пять приливов в виде шишек; 4 -- кронштейн для крепления подвесок тормозных башмаков; 5 -- направляющие, ограничивающие поперечное перемещение фрикционных клиньев; 6 -- бурты и бонки для фиксирования пружин рессорного комплекта; 7 -- полка, служащая для удержания триангсля в случае обрыва подвесок;

Рис. 25 Надрессорная балка тележки модели 18-100:

/-- подпятник; 2 -- кронштейн мёртвой точки рычажной передачи тормоза; 3 -- опора для скользуна; 4 и 5 -- бурты, ограничивающие смещения наружных и внутренних пружин рессорного комплекта при движении тележки; б -- выемка, служащая для размещения фрикционных клиньев; 7 -- полка для крепления кронштейна мертвой точки; 8 -- колпак (коробка) скользуна; 9 -- прокладки для регулировки зазоров между скользунами вагона и тележки; 10 -- болт, предохраняющий колпак скользуна от падения; 11 -- поддон для опоры шкворня; 12 -- колонка, усиливающая опору на подпятник пятника вагона

3.8 Расчёт элементов тележки 18-100

Нормами для расчёта и проектирования вагонов установлены два основных и один дополнительный расчётные режимы.

I расчётный режим. Этому режиму для грузовых вагонов соответствуют силы, возникающие при трогании состава повышенной массы и длины с места и его осаживании, при производстве маневровых работ и соударении вагонов, при экстренном торможении в поездах, движущихся с малыми скоростями, а для пассажирских вагонов - силы, возникающие при маневровых и аварийном соударении, при столкновении вагонов в нештатных ситуациях, а также при аварийном рывке (толчке) вагона движущегося в составе грузового поезда.

Основным требованием этого режима является недопущение появления остаточных деформации (повреждений) в узле или детали вагона при действии достаточно резкого сочетания экстремальных нагрузок.

Величины продольных нагрузок для I режима при расчёте на прочность принимаются равными:

при действии сжимающих сил квазистатические силы и силы при ударных процессах (удар) для грузовых вагонов основных типов соответственно составляют 3 и 3,5 МН; для изотермических вагонов, хоппер-дозаторов, вагонов-самосвалов - 2,5 и 3 МН; для пассажирских вагонов всех типов - 2,5 МН в обоих случаях;

при действии растягивающих сил уровень квазистатической силы и уровень импульсных усилий растяжения (рывок) соответственно для грузовых вагонов принимаются равными 2,5 МН в обоих случаях, а для пассажирских вагонов - 1,5 и 2 МН.

Время действия импульсных усилий (удара и рывка) принимается равным 0,3 с.

При расчётах по I режиму допускаемые напряжения необходимо принимать близкими к пределу текучести или пределу прочности в зависимости от свойств материала и характера приложенной нагрузки (ударный или волновой процессы).

II дополнительный специальный расчётный режим. Этот расчётный режим устанавливается для отдельных типов вагонов, а необходимость проведения расчёта указывается в техническом задании на проектирование. При расчётах учитывают силы, создающие неблагоприятное сочетание нагрузок для данного типа вагона (при ремонтных операциях, погрузочно-разгрузочных работах и т. д.).

III расчётный режим. Этому режиму в условиях эксплуатации соответствуют силы, возникающие при движении вагона в составе поезда по прямым, кривым участкам пути и стрелочным переводам с допускаемой скоростью вплоть до конструкционной при периодических служебных регулировочных торможениях, периодических умеренных (при незначительном изменении ускорений) рывках и толчках, нормальной работе механизмов и узлов грузовых и пассажирских вагонов. Основное требование режима - недопущение усталостного разрушения узла или детали вагона при действии достаточно частом возможных сочетаний умеренных по величине нагрузок, соответствующих нормальной работе вагона в движущемся поезде.

Для III режима величины продольных нагрузок при расчёте на прочность грузовых вагонов основных типов, изотермических, пассажирских вагонов, хоппер-дозаторов, вагонов-самосвалов соответственно для сжимающих и растягивающих сил (квазистатические силы и силы от ударных воздействий, рывков) принимаются равными 1 МН. При расчётах по III режиму допускаемые напряжения определяют исходя из пределов выносливости материала с учётом совместного действия квазистатических, вибрационных, ударных нагрузок, влиянии коррозии металла и т. д.

Расчёт на прочность узлов и деталей тележки производится по критерию удовлетворения несущей способности всех её узлов и деталей, предназначенных для восприятия расчётных нагрузок. Расчёт производится по допускаемым напряжениям и деформациям, а также на сопротивление усталости. Величина и сочетание расчётных нагрузок при расчёте по I и III режимам загружения принимается по данным табл.7

Таблица7

Величина и сочетание нагрузок, принимаемых при расчётах тележек вагонов

Наименование расчётных нагрузок	Обозначения	Расчётные режимы
		I	II
Продольные нагрузки силы массы тележки	N	При ускорении тележки	При ускорении тележки
Вертикальные нагрузки: вертикальная статическая сила тяжести кузова брутто и соответствующих элементов тележки вертикальная динамическая нагрузка вертикальная динамическая добавка от продольной силы инерции кузова	Рст Рд Ри	В соответствии с нормами осевой нагрузки Не учитывается При силе удара в автосцепку 3,5 МН	В соответствии с нормами осевой нагрузки При , принимаемых по расчёту При силе удара в автосцепку 1,0 МН
Боковые нагрузки: рамная сила боковая нагрузка	Hp H	Не учитывается Не учитывается	По расчёту По расчёту
Самоуравновешивающиеся нагрузки: вертикальные кососимметрические силы (для тележки с жёсткой на скручивание рамой)	Pz	Не учитывается	По расчёту

Расчёт на прочность рамы тележки

Расчётная схема (см. рис.25) образована проведением стержней на нейтральных осях сечений. Стержневая система задаётся шестью сечениями, представленными последовательно.

На рис. 2.15 условно обозначены:

I - номер сечения;

1 - номер узла;

Введённые вспомогательный узлы 17, 18, 19 на рис. 2.15 не представлены.

Рис. 25 Расчётная схема

Рис. 26 Сечение I Рис. 27 Сечение II



Рис. 28 Сечение III Рис. 29 Сечение IV

Рис. 30 Сечение V Рис. 31 Сечение VI

При расчёте необходимо руководствоваться Нормами для расчёта и проектирования новых и модернизируемых вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных).

Определение вертикальной нагрузки при I режиме движения.

Исходные данные:

количество осей вагона ;

вес брутто вагона т;

масса колёсной пары РУ1Ш = 1,2 т.

масса тележки = 4,9 т;

количество тележек ;

база вагона м;

количество пружин .

Вычисление нагрузок.

Вес брутто (выраженный в единицах СИ), Н:

;

Н.

Вес колёсной пары (выраженный в единицах СИ), Н:

,

Н.

Вес тележки пары (выраженный в единицах СИ), Н:

;

Н.

Вертикальная cтатическая нагрузка от кузова вагона брутто, Н:

,

где - количество боковых рам тележки вагона, = 4;

Н.

Вес кузова, Н:

;

Н.

Вертикальная динамическая добавка от продольной силы инерции кузова, возникающая при ударе в автосцепку, Н:

,

где - норма продольных усилий, принимаемая в расчётах по I режиму,

= 3,5 МН = Н;

- высота центра тяжести вагона от оси автосцепки, = 1,45 м;

- количество боковых рам в одной тележке, = 2;

Н.

Вертикальная нагрузка на весь рессорный комплект, Н:

;

Н.

Вертикальная нагрузка на одну пружину, Н:

;

Н.

По расчётной схеме (см. рис. 2.15) принимаем

Н;

Н;

Н.

Примечание: последние значения, принятые по расчётной схеме предназначены для ввода в программу в комплексе ”Искра”.

Определение вертикальной нагрузки при III режиме движения.

Исходные данные:

вертикальная cтатическая нагрузка от кузова вагона брутто Н;

коэффициент осности тележки b = 1;

конструктивная скорость км/ч = 33,33 м/с;

статический прогиб рессорного подвешивания под нагрузкой брутто = 0,05 м;

количество пружин .

Вычисление нагрузок.

Коэффициент вертикальной динамики обрессореных частей тележки:

,

где - среднее вероятное значение коэффициента вертикальной динамики:

,

где a - коэффициент, принимаемый на основании обработки резуль татов теоретических и экспериментальных исследований,

a = 0,15 (для необрессоренных частей тележки);

;

- параметр распределения (уточняется по экспериментальным данданным = 1,13 (для грузовых вагонов при существующих условиях эксплуатации);

- доверительная вероятность, = 0,97;

.

Максимальная вертикальная динамическая нагрузка от кузова, Н:

;

Н.

Центробежная сила, возникающая при движении вагона в кривой, Н:

,

где - относительное непогашенное ускорение, = 0,075;

Н.

Боковая нагрузка на элементы тележки, возникающая при движении вагона по кривым участкам пути, Н:

,

где - высота центра масс при действии центробежной силы, = 1,45 м;

m - число боковых рам с одной стороны вагона, m = 2;

2b - расстояние между точками приложения боковых сил дополнительного нагружения и разгружения рассчитываемой части вагона,

2b = 2,036 м;

Н.

Вертикальная нагрузка на весь рессорный комплект, Н:

;

Н.

Вертикальная нагрузка на одну пружину, Н:

;

Н.

По расчётной схеме (см. рис. 25) принимаем

Н;

Н;

Н.

Примечание: последние значения, принятые по расчётной схеме предназначены для ввода в программу в комплексе ”Искра”.

Анализ полученных результатов

Результаты расчёта по I и III режимам представлены соответственно в табл.7 и табл.8.

Таблица 7

Номер элемента	Номера узлов	Нормальные напряжения	Касательные напряжения
		в начале стержня (0)	в середи- не стержня (0,5)	в конце стержня (1)	в начале стержня (0)	в середи- не стержня (0,5)	в конце стержня (1)
-	-
1	6-7	20	20	20	0	0	0
2	3-4	31	31	31	0	0	0
3	8-9	41	26	46	6	6	6
4	11-16	10	17	35	38	38	38
5	16-15	35	44	53	27	27	27
6	15-14	53	54	56	5	5	5
7	12-13	39	12	15	6	6	6
8	5-6	8	8	8	0	0	0
9	4-5	14	14	14	0	0	0
10	2-3	12	13	13	0	0	0
11	1-2	0	17	33	16	16	16
12	2-8	38	34	30	2	2	2
13	9-10	25	31	36	2	2	2
14	10-11	34	19	11	15	15	15
15	11-12	23	19	15	2	2	2
16	13-5	5	6	8	2	2	2

Таблица 8

Номер элемента	Номера узлов	Нормальные напряжения	Касательные напряжения
		в начале стержня (0)	в середи- не стержня (0,5)	в конце стержня (1)	в начале стержня (0)	в середи- не стержня (0,5)	в конце стержня (1)
-	-
1	6-7	15	15	15	0	0	0
2	3-4	22	23	23	0	0	0
3	8-9	30	19	33	5	5	5
4	11-16	8	12	25	28	28	28
5	16-15	25	32	38	20	20	20
6	15-14	38	40	41	4	4	4
7	12-13	28	9	11	4	4	4
8	5-6	6	6	6	0	0	0
9	4-5	10	10	10	0	0	0
10	2-3	9	9	9	0	0	0
11	1-2	0	12	24	12	12	12
12	2-8	27	25	22	2	2	2
13	9-10	18	22	27	2	2	2
14	10-11	25	14	8	11	11	11
15	11-12	17	14	11	1	1	1
16	13-5	4	5	6	1	1	1

Выводы: условие прочности рамы тележки проектируемого вагона по результатам расчёта при осевой нагрузке т для I режима и III режима обеспечено, так как действительные напряжения меньше допускаемых.

4. РАСЧЕТ АВТОСЦЕПНОГО УСТРОЙСТВА

4.1 Расчет поглощающего аппарата

В автосцепном устройстве грузового четырехосного вагона применяется поглощающий аппарат Ш-2-В. Расчет поглощающего аппарата сводится к расчету по энергоемкости, то есть величина кинематической энергии удара, воспринимаемой при ударном сжатии.

Энергоемкость поглощающего аппарата грузового вагона определяется по формуле:

,

где

m = Р_бр = 93,3т - вес вагона брутто;

v = 2,5м/с - расчетная скорость вагонов при соударении;

кДж.

Такую энергоемкость может осуществить поглощающий аппарат Ш-2-В, который имеет увеличенную высоту пружин за счет отсутствия нажимной шайбы и более высокую стабильность.

4.2 Расчет автосцепки

Корпус автосцепки изготовлен из низколегированной стали марки 20ГЛ, имеющей характеристики:

- временное сопротивление разрыву у_в = 550 мПа;

- предел текучести у_т = 400 мПа;

- относительное удлинение д = 15%.

Разрушение корпусов, отлитых из этой стали происходит при усилии 4 мН, если продольные силы совмещены.

Точный расчет головной части затруднен сложной конфигурацией, а также изменением величины, степени динамичности и точек приложения расчетных усилий в эксплуатации в связи с относительными перемещениями автосцепок, износами поверхности их контура, переменной величиной коэффициентов трения.

Меньше трудностей возникает при расчете хвостовика корпуса.

Смещение осей в вертикальном направлении допускается не более 50 мм, а в горизонтальном - не более 175 мм. Произведем расчет корпуса по сечению І-І. Наибольшее напряжение в этом сечении от продольных сил при максимальном вертикальном смещении не должен превосходить предела текучести выбранного материала.

Напряжение в сечении І-І:

у_І-І =,

где

N - продольное усилие, N = 2,5 мН;

F - площадь поперечного сечения І-І;

W - момент сопротивления;

M - изгибающий момент;

М = N• е,

где

е - эксцентриситет , е = 50 мм.

М = 0,05•2,5 = 0,125 мН•м;

F = Н•В-(Н - 2д) • (В - 2д);

F = 0,175•0,13 - (0,175-2•0,04) • (0,13-2•0,04) = 0,018 м²;

;

м³.

Найдем напряжения в сечении І-І:

мПа;

[у] = 400 мПа; 350,8 ‹ [у],

таким образом, рассчитанный хвостовик автосцепки удовлетворяет условию прочности.

4.3 Расчет деталей упряжи

Тяговый хомут автосцепки СА-3 рассчитан на установку в нем поглощающих аппаратов с габаритными размерами 563Ч318Ч230 мм. Он представляет собой отливку, в головной части которой имеются окно для клина и приливы с отверстиями для прохода болтов, поддерживающий клин. Головная часть тягового хомута соединена с хвостовой частью верхней и нижней плоскости.

Тяговый хомут отлит из стали 20ГФЛ с временным сопротивление 540 мПа, пределом текучести 390 мПа, относительным удлинением 18%. Сталь нормализуют.

Напряжения в тяговом хомуте в наиболее опасном сечении с приложением продольной силы N = 2,5 мН не должны превышать у_т.

Рассчитаем напряжения в сечении І-І:

,

где

N - продольная сила, N = 2,5 мН;

F - площадь поперечного сечения;

F = (0,15•0,03)•2 = 0,009 м²;

мПа;

у = 277,8 мПа ‹ [у]_т = 390 мПа,

таким образом, тяговый хомут удовлетворяет данному условию прочности.

5. РАЗРАБОТКА МОДЕРНИЗАЦИИ

При модернизации платформы должны учитываться:

- снижение затрат на модернизацию;

- улучшение технико-экономических параметров;

- потребность вагонов в данной конструкции для перевозок.

Четырехосная платформа модели 13-9004, предназначенная для перевозки крупнотоннажных контейнеров модернизирована съемной опорой, с целью использования ее для перевозки большегрузных автомобильных полуприцепов.

Конструкция модернизированной платформы обеспечивает крепление устанавливаемых автомобильных полуприцепов за счет регулирования установки съемной опоры (см. рис. 32), и учетом габаритных размеров автомобильных полуприцепов, а так же придает устойчивость автомобильным полуприцепам. Съемная опора крепиться к хребтовой балке при помощи специальных приспособлений.

Рис. 32 Съемная опора

Для устойчивости колес в полу платформы устанавливается специальный карман. При установке автомобильного полуприцепа на вагон, колеса помещаются в карман, где закрепляются от продольных перемещений специальными башмаками. Башмаки жестко закрепляются запорными устройствами, что обеспечивает безопасность для перевозки автомобильного полуприцепа на железнодорожном транспорте.

Таким образом, модернизированная платформа предназначена для перевозки крупнотоннажных контейнеров, а также автомобильных полуприцепов. Модернизированная платформа может быть использована и только по прямому назначению - перевозки крупнотоннажных контейнеров.

Установка автомобильного полуприцепа на платформу осуществляется грузоподъемным устройством.

Представленная модернизация позволяет быстро доставлять груз, сокращается время на перегрузку одного контейнера в другой .

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Конструирование и расчет вагонов: Учебник для ж - д трансп./ В.В. Лукин, Л.А. Шадур, В.Н. Котуранов, А.А. Хохлов, П.С. Анисимов.; Под ред. В.В. Лукина.: УМК МПС России, 2000.

2. Бороненко Ю.П., Эстлинг А.А. Вписывание вагона в габарит. Методические указания по курсовому и дипломному проектированию. - С - Петербург, 1996.

3. Челноков И.И., Эстлинг А.А. Расчет рам и кузовов вагонов. Учебное пособие для курсового проектирования. - Л, 1968.

4. Коломейченко В.В. и др. Автосцепное устройство железнодорожного подвижного состава. - М.: Транспорт, 1991.

5. Чиркин В.В. Основные направления совершенствования параметров и структуры парка грузовых вагонов. - М.: Транспорт, 1972.

Размещено на www.allbest.ru